ChSTU repository
ChSTU repository preserves and enables easy and open access to all types of digital content including text, images, moving images, mpegs and data sets
Learn More
Please use this identifier to cite or link to this item:
https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8939| Title: | Вдосконалення конструкції впускного колектора для спортивного автомобіля з використанням методів обчислювальної гідрогазодинаміки |
| Authors: | Рудь , Максим Петрович Никонець, Богдан Васильович |
| Issue Date: | 2022 |
| Abstract: | Метою цього дипломного проекту є зрозуміти за допомогою обчислювального моделювання гідродинаміки, яка конфігурація впускного колектора є найкращою для цього двигуна. Залежно від вузла двигуна можливі лише дві можливі конфігурації впускного колектора: перша з повітряним потоком, який надходить у впускний колектор, суміщений з віссю ряду двигунів, і друга з повітряним потоком, який надходить у впускний колектор. перпендикулярно до ряду двигунів. Мета полягає в тому, щоб оцінити дисбаланс масової витрати між 3 циліндрами одного ряду двигунів для кожної з двох геометрій впускного колектора, а потім порівняти дві геометрії, щоб зрозуміти конфігурацію, яка для однакового падіння тиску забезпечує більший масовий потік. Було створено та проаналізовано дві різні геометрії за допомогою CFD-коду OpenFOAM з відкритим кодом. Спочатку модель стаціонарного режиму була перевірена на вже існуючому впускному колекторі. За допомогою експериментальних випробувань на стенді потоку Autotecnica Motori він зібрав масові витрати для різних перепадів тиску. Після перевірки моделі її було перенесено до двох створених геометрій, які були проаналізовані для кожного бігуна. Для кожного окремого бігуна була побудована характеристика швидкості потоку в залежності від падіння тиску: аналіз результатів виконується з точки зору порівняння характеристик кожного окремого бігуна тієї самої конфігурації впускного колектора, а потім порівнюється той самий бігун для двох різних конфігурації. Отже, була створена перехідна CFD модель. Перевірка моделі перехідних процесів є складною: ідея полягає в тому, щоб порівняти різну лямбда кожного циліндра з цільовою лямбда шляхом оснащення вже наявного двигуна лямбда-датчиками та термопарами на випускному колекторі. Потім він порівнює відсоток варіації масової витрати, виміряний на випробувальному стенді, та відсоток варіації масової витрати, отриманий за допомогою моделювання. Ця процедура, з точки зору перевірки перехідної CFD моделі, є складною для застосування, оскільки CFD модель включає лише впускний колектор, і це відділення впускного колектора від усієї системи двигуна не враховує причини, які сильно впливають на наповнення циліндра двигуна, як, наприклад, впускні канали, система розподілу клапанів і турбулентність у циліндрі: було б необхідно змоделювати всю систему двигуна, щоб бути впевненим у врахуванні всіх можливих факторів, які впливають на можливий дисбаланс. У будь-якому випадку моделювання перехідних процесів було виконано для обох конфігурацій для двох фіксованих робочих точок двигуна: максимального крутного моменту та максимальної потужності. Аналіз результатів моделювання в стаціонарному режимі вказує на те, що конфігурація з повітряним потоком, узгодженим з рядом двигунів, є найкращою: потік краще вирівняний у бік бігунів, а масова витрата стабільно вища порівняно з другим рішенням. Модель перехідного процесу підтверджує ці міркування: рішення з повітряним потоком, вирівняним з віссю ряду двигунів, є найефективнішим, але, на відміну від симуляції стаціонарного режиму, перехідний процес може сприймати, для кожної геометрії впускного колектора, більший дисбаланс у терміни інтегральної середньовідсоткової зміни масової витрати. |
| URI: | https://er.chdtu.edu.ua/handle/ChSTU/8939 |
| Appears in Collections: | 274 Автомобільний транспорт (Автомобільний транспорт) |
Files in This Item:
| File | Description | Size | Format | |
|---|---|---|---|---|
| Никонець.pdf Restricted Access | 3.5 MB | Adobe PDF | View/Open Request a copy |
Items in DSpace are protected by copyright, with all rights reserved, unless otherwise indicated.
Extracted text
1
Міністерство освіти і науки України
Черкаський державний технологічний університет (ЧДТУ)
18006, м. Черкаси, бул. Шевченка, 460, тел./факс (0472) 71 00 92
ЗАТВЕРДЖУЮ
зав. кафедри автомобілів та
технологій їх експлуатації, доцент
______________ Л.А. Тарандушка
«___» __________________2022 р.
КВАЛІФІКАЦІЙНА РОБОТА МАГІСТРА
ВДОСКОНАЛЕННЯ КОНСТРУКЦІЇ ВПУСКНОГО
КОЛЕКТОРА ДЛЯ СПОРТИВНОГО АВТОМОБІЛЯ З
ВИКОРИСТАННЯМ МЕТОДІВ ОБЧИСЛЮВАЛЬНОЇ
ГІДРОГАЗОДИНАМІКИ
Рецензент:
_______________ _Бражник К.П._
(підпис), (дата) (Ініціали,прізвище)
Керівник роботи:
доц. кафедри АТЕ _______________ Рудь М.П.
(підпис), (дата) (Ініціали,прізвище)
________________________________
Виконавець:
студент 2 курсу, гр. мАВ-63 ______________
спеціальності 274 – Автомобільний
транспорт __________ Никонець Б.В.
(підпис), (дата) (Ініціали,прізвище)
2022
3
РЕФЕРАТ
Пояснювальна записка 97 с., 76 рис., 15 табл.
Об’єкт дослідження – двигун внутрішнього згоряння V6 з турбонаддувом і
іскровим запалюванням для автоспорту.
Предмет дослідження – конфігурація впускного колектора.
Мета роботи: зрозуміти за допомогою обчислювального моделювання
гідродинаміки, яка конфігурація впускного колектора є найкращою для двигуна V6
з турбонаддувом і іскровим запалюванням для автоспорту..
Задачі дослідження:
1. Дослідити історію розвитку ДВЗ, виокремити проблему яку необхідно
вирішити для їх вдосконалення.
2. Розглянути методи дослідження газодинамічних процесів у ДВЗ
3. Провести стендове дослідження впускного колектора.
4. Розробити розрахункову модель для дослідження газодинамічних процесів у
впускному колекторі.
5. Провести моделювання потоків у впускному колекторі та визначити його
оптимальну конфігурацію для даного двигуна.
6. Провести порівняння перехідних процесів отриманих в результаті розрахунків
з даними отриманими на випробувальному стенді.
Зміст
ВСТУП ..................................................................................................................... 5
РОЗДІЛ 1 АНАЛІЗ ЛІТЕРАТУРНИХ ДАНИХ ................................................... 7
1.1. Двигун внутрішнього згоряння: поняття, історичні аспекти
виникнення ................................................................................................................... 7
1.2. Введення в обчислювальну гідродинаміку .......................................... 20
1.3. Закони збереження ..................................................................................... 23
1.4. OpenFOAM .................................................................................................. 24
РОЗДІЛ 2 РОЗРОБКА СТАЦІОНАРНОЇ МОДЕЛІ ........................................... 27
2.1. Випробувальний стенд потоку ................................................................. 28
2.2. Постановка експериментального випробування .................................... 31
2.3. Виконання тесту та результати ................................................................. 32
2.4. Підготовка до геометрії ............................................................................. 34
2.5. Процес створення сітки ............................................................................. 35
2.7. Теплофізичні властивості .......................................................................... 38
2.8. Модель турбулентності ............................................................................. 39
2.10. Висновок про валідацію в стаціонарному стані ................................... 51
РОЗДІЛ 3. ВИЗНАЧЕННЯ СХЕМИ ВПУСКНОГО КОЛЕКТОРА ................. 55
3.1. Налаштування симуляції ........................................................................... 57
3.2 Результати моделювання ............................................................................ 58
3.3 Висновки щодо визначення схеми впускного колектора ....................... 62
РОЗДІЛ 4 ОПТИМІЗАЦІЯ ГЕОМЕТРІЇ ............................................................. 64
4.1 Результати моделювання галтелі мундштука .......................................... 65
4.2. Результати моделювання зміни впускної секції .................................... 68
4.3 Висновки щодо оптимізації геометрії ....................................................... 70
РОЗДІЛ 5. ПЕРЕХІДНА МОДЕЛЬ ..................................................................... 74
5.1. Процес побудови сітки .............................................................................. 79
5.2. Граничні умови ........................................................................................... 80
5.3. Розв'язувач .................................................................................................. 81
5.4. Результати моделювання - алгоритм PIMPLE ........................................ 83
5.5. Результати моделювання - алгоритм PISO .............................................. 85
5.6. Моделювання перехідних процесів на центральній і бічній геометрії 89
5.7. Перехідна модель, кінцеві результати ..................................................... 93
ВИСНОВКИ ........................................................................................................... 95
ПЕРЕЛІК ДЖЕРЕЛ ПОСИЛАННЯ .................................................................... 97
5
ВСТУП
Метою цього дипломного проекту є зрозуміти за допомогою обчислювального
моделювання гідродинаміки, яка конфігурація впускного колектора є найкращою
для двигуна V6 з турбонаддувом і іскровим запалюванням для автоспорту. Залежно
від блоку двигуна можливі лише дві конфігурації впускного колектора: перша з
повітряним потоком, який надходить у впускний колектор, суміщений з віссю ряду
циліндрів, і друга з повітряним потоком, який надходить у впускний колектор.
перпендикулярно до ряду циліндрів. Мета полягає в тому, щоб оцінити дисбаланс
масової витрати між 3 циліндрами одного ряду циліндрів для кожної з двох
геометрій впускного колектора, а потім порівняти дві геометрії, щоб зрозуміти
конфігурацію, яка для однакового падіння тиску забезпечує більший масовий потік.
Було створено та проаналізовано дві різні геометрії за допомогою CFD-коду
OpenFOAM з відкритим кодом. Спочатку модель стаціонарного режиму була
перевірена на вже існуючому впускному колекторі. За допомогою
експериментальних випробувань на стенді потоку зібрано дані про масові витрати
для різних перепадів тиску. Після перевірки моделі її було перенесено до двох
створених геометрій, які були проаналізовані для кожного патрубка. Для кожного
окремого патрубка була побудована характеристика швидкості потоку в залежності
від падіння тиску: аналіз результатів виконується з точки зору порівняння
характеристик кожного окремого патрубка тієї самої конфігурації впускного
колектора, а потім порівнюється той самий патрубок для двох різних конфігурації.
Отже, була створена перехідна модель CFD. Перевірка моделі перехідних процесів
є складною: ідея полягає в тому, щоб порівняти різну лямбда кожного циліндра з
цільовою лямбда шляхом оснащення вже наявного двигуна лямбда-датчиками та
термопарами на випускному колекторі. Потім порівнюється відсоток варіації
масової витрати, виміряний на випробувальному стенді, та відсоток варіації
масової витрати, отриманий за допомогою моделювання. Ця процедура, з точки
зору перевірки перехідної моделі CFD, є складною для застосування, оскільки
модель CFD включає лише впускний колектор, і це відділення впускного колектора
від усієї системи двигуна не враховує причини, які сильно впливають на
наповнення циліндра двигуна, як, наприклад, впускні канали, система розподілу
клапанів і турбулентність у циліндрі: було б необхідно змоделювати всю систему
двигуна, щоб бути впевненим у врахуванні всіх можливих факторів, які впливають
на можливий дисбаланс. У будь-якому випадку моделювання перехідних процесів
було виконано для обох конфігурацій для двох фіксованих робочих точок двигуна:
максимального крутного моменту та максимальної потужності. Аналіз результатів
моделювання в стаціонарному режимі вказує на те, що конфігурація з повітряним
потоком, узгодженим з рядом двигунів, є найкращою: потік краще вирівняний у бік
патрубків, а масова витрата стабільно вища порівняно з другим рішенням. Модель
перехідного процесу підтверджує ці міркування: рішення з повітряним потоком,
вирівняним з віссю ряду циліндрів, є найефективнішим, але, на відміну від
симуляції стаціонарного режиму, перехідний процес може сприймати, для кожної
геометрії впускного колектора, більший дисбаланс у терміни інтегральної
середньовідсоткової зміни масової витрати.
7
РОЗДІЛ 1. АНАЛІЗ ЛІТЕРАТУРНИХ ДАНИХ
1.1. Двигун внутрішнього згоряння: поняття, історичні аспекти
виникнення
«Двигун (рушій) внутрішнього згоряння – різновид теплового двигуна, в
якому паливна суміш згорає безпосередньо в робочій камері (всередині) двигуна.
Продукти згоряння утворюють робоче тіло. Такий двигун є первинним, хімічним, і
перетворює енергію згоряння палива на механічну роботу» [1].
Історія створення двигунів внутрішнього згоряння пов’язана в першу чергу з
появою теплових машин (в основному, парових), функціонування яких
обумовлювалося застосуванням зовнішнього згоряння. Для цього
використовувалися котли, конденсатори, випарники, теплообмінники, тендери,
насоси, водяні резервуари та ін. Власне, їх великі габарити та маса ( в той час як
поршень і циліндр, як основні частини парової машини були порівняно невеликі)
спонукали винахідників до пошуку можливості поєднання палива з робочим тілом
двигуна безпосередньо, що дозволило б нівелювати ці недоліки та водночас
інтенсифікувати процеси впуску та випуску робочого тіла, що має вирішальне
значення для використання їх на транспортних засобах.
Пошуку вирішення цих завдань присвятили своє життя багато науковців та
інженерів-винахідників. Зокрема, серед них значний внесок у створення різних
двигунів внутрішнього згоряння зробили: нідерландський фізик Крістіан Гюйгенс,
який спроектував у 1680 році (але так і не побудував) двигун внутрішнього
згоряння, який мав заправлятися порохом; Джон Барбер винайшов газову турбіну
в 1791 році; Роберт Стріт у 1794 році отримав патент на двигун на рідкому паливі;
Філіп Лебон (відкриття світильного газу в 1799 році, перший газовий двигун в 1801
році).
На 19 століття припадає найбільша кількість наукових та практичних розробок
двигунів внутрішнього згоряння та прототипів автомобілів.
Франсуа Ісаак де Ріваз зі Швейцарії у 1807 році винайшов перший поршневий
двигун внутрішнього згоряння, який використовував суміш водню та кисню як
паливо. Ріваз розробив автомобіль для свого двигуна — першого автомобіля з
двигуном внутрішнього згоряння. Однак його проект був дуже невдалим.
Англійський інженер Семюель Браун у 1824 році пристосував стару парову
машину Ньюкомена для спалювання газу, він використовував її для короткого
приводу транспортного засобу.
Інженер бельгійського походження Жан Жозеф Етьєн Ленуар винайшов і
запатентував у 1860 році двигун внутрішнього згоряння подвійної дії з
електричним іскровим запалюванням, що працює на вугільному газі. У 1863 році
він приєднав вдосконалений двигун (використовував нафту та примітивний
карбюратор) до триколісного візка, який зумів здійснити історичну подорож на
п’ятдесят миль.
Французький інженер-будівельник Альфонс Бо де Роша запатентував, але не
побудував чотиритактний двигун (французький патент № 52 593, 16 січня 1862 р.).
У 1864 році австрійський інженер Зігфрід Маркус побудував одноциліндровий
двигун із грубим карбюратором і прикріпив свій двигун до візка для скелястої
поїздки на 500 футів. Кілька років потому Маркус сконструював перший у світі
транспортний засіб з бензиновим двигуном, який ненадовго розганявся зі
швидкістю 10 миль на годину. Незважаючи на невдалу конструкцію двотактного
гасового двигуна (в ній використовувалися два зовнішні насосні циліндри), яку
розробив американський інженер Джордж Брейтон у 1873 році, це був перший
безпечний і практичний масляний двигун.
У 1866 році німецькі інженери Ойген Ланген і Ніколаус Август Отто
вдосконалили конструкції Ленуара та де Роша і винайшли більш ефективний
газовий двигун. Однією з найважливіших віх у дизайні двигунів став Ніколаус
Август Отто. Він побудував перший практичний чотиритактний двигун
внутрішнього згоряння під назвою «Двигун циклу Отто», і щойно він закінчив свій
двигун, він вмонтував його в мотоцикл. Внесок Отто був дуже історично значущим,
саме його чотиритактний двигун був універсально прийнятий для всіх автомобілів,
що працюють на рідкому паливі. В цьому ж році англієць Дугалд Клерк винайшов
двотактний двигун.
9
Французький інженер Едуард Деламар-Дебутвіль побудував одноциліндровий
чотиритактний двигун, який працював на печі (1883 рік). Проекти Деламара-
Дебутвіля були дуже передовими для того часу і випереджали розробки Даймлера
та Бенца, принаймні на папері.
У 1885 році Готліб Даймлер (разом зі своїм партнером по дизайну Вільгельмом
Майбахом) пішов на крок далі в розробці двигуна внутрішнього згоряння Отто і
запатентував те, що загальновизнано як прототип сучасного газового двигуна — з
вертикальним циліндром і бензином, що впорскується через карбюратор
(запатентовано у 1887 році). Двигун Daimler-Maybach був маленьким, легким,
швидким. Розмір, швидкість і ефективність двигуна дозволили здійснити
революцію в дизайні автомобіля. Даймлер вважається першим винахідником, який
винайшов практичний двигун внутрішнього згоряння. Крім цього він вперше
побудував двоколісний транспортний засіб «Reitwagen» (візок) з цим двигуном, а
через рік (8 березня 1886 року) пристосував диліжанс для свого двигуна, створивши
таким чином перший у світі чотириколісний автомобіль. У 1889 році Даймлер
винайшов V-подібний двоциліндровий чотиритактний двигун із грибоподібними
клапанами. Подібно до двигуна Отто 1876 року, новий двигун Даймлера заклав
основу для всіх майбутніх автомобільних двигунів. Також у 1889 році Даймлер і
Майбах створили свій перший автомобіль з нуля, вони не адаптували інший
автомобіль, як це робили раніше. Новий автомобіль Daimler мав чотириступінчасту
коробку передач і розвивав швидкість 10 миль/год.
Перший двотактний бензиновий двигун сконструював Карл Бенц (перший
патент отримано у 1879 році [6] ). Карл Бенц спроектував і побудував перший у
світі практичний автомобіль з двигуном внутрішнього згоряння. Він також
отримав перший патент (DRP № 37435 від 29.01.1886 р.) на автомобіль, що працює
на газі, який був триколісним. Бенц побудував свій перший чотириколісний
автомобіль у 1891 році. Benz & Cie., компанія, заснована винахідником, стала
найбільшим у світі виробником автомобілів до 1900 року. Бенц був першим
винахідником, який об’єднав двигун внутрішнього згоряння з шасі, проектуючи
обидва разом.
Вільгельм Майбах у 1890 році створив перший чотирициліндровий
чотиритактний двигун. Одинадцять років потому Вільгельм Майбах сконструював
автомобіль Mercedes.
Рудольф Дізель у 1897 році сконструював перший дизельний двигун із
високим коефіцієнтом корисної дії на вугільному пилу, двигун на гасі на який у
1898 році отримав патент [7].
Першою компанією, створеною виключно для виробництва автомобілів, у
1889 році стала французька «Panhard & Levassor» (фр. Panhard et Levassor), яка
також першою застосувала чотирициліндровий двигун (повноцінне виробництво
цілих автомобілів для продажу, а не лише винахідників двигунів, які
експериментували з дизайном автомобілів, щоб перевірити свої двигуни) [3:ст.22]
За нею пішов «Peugeot» двома роками пізніше. До початку XX століття в Західній
Європі почався підйом автомобільної промисловості, особливо у Франції, де в 1903
році було зібрано 30 204 автомобілі, що склало 48,8 % всього обсягу виробництва
автомобілів у світі [10]. Перший автомобіль, Nesselsdorf Präsident, Центральної
Європи був випущений у 1897 році чеською компанією «Nesselsdorfer Wagenbau»
(пізніше перейменовано в Tatra) [11]. Першими виробниками автомобілів у світі
були французи: Panhard & Levassor (1889) і Peugeot (1891).
Німецькі інженери Готліб Даймлер та Вільгельм Майбах були серед піонерів
конструювання автомобілів та мотоциклів — процесу, який розвивався паралельно
із вдосконаленням двигунів.
Першими американськими виробниками комерційних автомобілів з
бензиновими двигунами були Чарльз і Френк Дюр'єа. Брати були виробниками
велосипедів, які зацікавилися бензиновими двигунами та автомобілями та
побудували свій перший автомобіль у 1893 році в Спрінгфілді, штат Массачусетс.
До 1896 року Duryea Motor Wagon Company продала тринадцять моделей Duryea,
дорогого лімузина, який залишався у виробництві до 1920-х років.
Таким чином, до 1900 року масове виробництво автомобілів почалося у
Франції та США [12].
Першим автомобілем, який масово виробляли в Сполучених Штатах, був
11
Curved Dash Oldsmobile 1901 року, виготовлений американським автовиробником
Ренсомом Елі Олдсом (1864-1950). Олдс винайшов основну концепцію складальної
лінії та започаткував автомобільну промисловість Детройта. Він вперше почав
виготовляти парові та бензинові двигуни разом зі своїм батьком, Плінієм Фіском
Олдсом, у Лансінгу, штат Мічиган, у 1885 році. У 1887 році Олдс сконструював
свій перший паровий автомобіль. У 1899 році, маючи досвід роботи з бензиновими
двигунами, Олдс переїхав до Детройта, щоб заснувати Olds Motor Works і
виробляти недорогі автомобілі. У 1901 році він випустив 425 автомобілів Curved
Dash Olds і був провідним автовиробником Америки з 1901 по 1904 рік.
На початку 1900-х років бензинові автомобілі почали перевищувати продажі
всіх інших типів транспортних засобів. Ринок економічних автомобілів зростав, і
потреба в промисловому виробництві була гострою.
Протягом декількох років сотні виробників з усього західного світу стали
випускати автомобілі з неймовірною кількістю різних технологій. Парові,
електричні та бензинові автомобілі конкурували десятиліття, поки в 1910-х
бензинові двигуни внутрішнього згоряння не стали домінантними. Розроблялися
автомобілі з двома і навіть чотирма двигунами, а об'єм двигунів досягав 12 літрів.
У цей період було випробувано і відкинуто багато сучасних розробок, у тому числі
газові та електричні гібриди, багатоклапанові двигуни, двигуни з розподільчими
валами, повнопривідний автомобіль [8].
Однак, на той період часу виробництво автомобілів з двигуном внутрішнього
згоряння стало найдоступнішим проектом для масового споживача завдяки
американському автовиробнику Генрі Форду, який заснував Ford Motor Company
та винайшов вдосконалену конвеєрну лінію та встановив першу стрічкову
конвеєрну лінію на своєму автомобільному заводі. Це дозволило в рази зменшити
витрати на виробництво автомобілів і зробити їх доступними для масового
споживача, а після встановлення рухомих складальних ліній на своєму заводі в
1913 році Форд став найбільшим у світі виробником автомобілів. До 1927 року було
виготовлено 15 мільйонів знаменитої моделі автомобіля Ford T. Крім цього Генрі
Форд скасував патент Селдена і тим самим відкрив американський автомобільний
ринок для виробництва недорогих автомобілів.
20 століття відзначилося стрімким розвитком двигунів внутрішнього
згоряння: на початку минулого століття – завдяки великій кількості дрібних
виробників, які намагались пристосувати свою автомобільну конструкцію до
практичних потреб суспільства та відсутності стандартів в автомобілебудуванні
(виробники на початку виробництва автомобілів через відсутність стандартів
виготовлення моделі конкретного автомобіля не могли його повністю повторити),
з іншого боку – значна конкуренція на цьому ринку спонукала якнайшвидше
впроваджувати інновації. Багато з них, не витримавши конкуренції, збанкрутували
і зникли або змінили свій вид діяльності, в той час як інші увійшли в історію
автомобілебудування та виробництва двигунів.
Інновації не обмежилися транспортними засобами. Збільшення кількості
автомобілів прискорило зростання нафтової промисловості, а також розвиток
технології виробництва бензину (замість гасу і рідкого палива з вугілля), а також
розвиток термостійких мінеральних мастильних матеріалів (замість рослинних і
тваринних жирів).
Відсутність розроблених на той час електричних батарей великої ємності та
інфраструктури для їх зарядки, відклало на століття серійний випуск
електромобілів, а сама ідея електричного транспорту знайшла застосування у
міському електротранспорті, що рухається завдяки проводовій подачі
електроенергії за визначеним маршрутом в межах міста.
До 1930-го року було винайдено більшість з технологій, використовуваних у
сьогоднішніх автомобілях, а в результаті консолідації і дорослішання
автомобільної промисловості до 1930 року кількість виробників автомобілів різко
скоротилася, частково завдяки впливу Великої депресії [13]. Зокрема, в період
1932—1948 рр. в автомобілі Ford V8 був вперше застосований потужний двигун V8
з плоскою головкою циліндрів у серійному виробництві автомобілів. У 1936—1939
рр. Rolls-Royce Phantom III була останньою довоєнною моделлю та
використовувала двигун V12.
Після Другої світової війни автомобілебудування остаточно оговталася від
13
наслідків війни в кінці 40-х років, коли в США були продемонстровані
висококомпрессіоний двигун V8 і нові кузова від марок General Motors, Oldsmobile
та Cadillac. У Великій Британії на автомобільний ринок вийшли такі автомобілі, як
Morris Minor (1948) і Rover P4 (1949), Ford Consul (1959). В Італії Енцо Феррарі
почав випуск серії 250, а Lancia випустив революційну модель Lancia Aurelia з
двигуном V6 [14].
Протягом 1950-х рр. збільшувалась потужність двигунів та швидкість
транспорту, конструкції ставали більш інтегрованими, а автомобілі поширювалися
по всьому світу. Автомобілі Mini Алека Іссігоніса і Fiat Nuova 500 поширилися на
всю Європу, в той час як в Японії популярними були подібні Кей-кари. Volkswagen
Beetle зміг пережити гітлерівську Німеччину та здобув масштабну популяцію у
всьому світі. Також новий клас псевдоспортивного автомобілів Gran Turismo (GT),
як і серія Ferrari America, стала популярною спочатку в Європі, а потім і у світі.
У 1960-х роках ринок автомобілебудування зазнав суттєвих змін, оскільки
колишні найбільші виробники зустрілися з іноземною конкуренцією. Європейські
виробники впроваджували новітні технології, Японія вийшла на автомобільний
ринок з Toyota Corolla, Toyota Corona, Nissan Sunny, Nissan Bluebird. General Motors,
Chrysler і Ford намагалися випускати маленькі автомобілі, на кшталт GM А, але не
досягли успіху. До кінця десятиліття кількість автомобільних брендів сильно
скоротилася завдяки поглинанням нішевих виробників на зразок Мазераті, Феррарі
і Лянча більшими виробниками, відзначилася тенденція корпоративного
укрупнення.
70-ті роки стали періодом значних змін для автомобільної промисловості.
Після нафтової кризи у 1973 році, посилився контроль за викидами транспортних
засобів та безпекою, збільшився експорт від європейських та японських
виробників, а також виросла інфляція та відбувся економічний застій у багатьох
країнах світу. У кінці 70-х років марки Cadillac і Лінкольн мали найбільші обсяги
продажів. Невеликі машини з високою енергооснащеністю від BMW, Toyota і
Nissan зайняли місце автомобілів з США та Італії, оснащених великими двигунами.
Також збільшилося виробництво повноприводних позашляховиків [15].
До основних тенденцій світового автомобілебудування на початку XXI
століття відноситься поліпшення екологічних та економічних показників двигунів
внутрішнього згоряння (каталітичні нейтралізатори і дизелі нового покоління, нові
типи палив, включаючи біопаливо), створення гібридних систем (ДВЗ +
електромотор + акумулятор), підвищенню рівня безпеки, поліпшення ходових
якостей (повний привід, електронні системи допомоги водінню),
«інтелектуалізації» автомобіля в цілому, поширення переднього і повного приводу,
впровадження дизельного двигуна.
У сучасну епоху швидко росли також паливна ефективність і потужність
двигунів. Як тільки проблема шкідливих викидів, що виникла в 70-ті була вирішена
за допомогою комп'ютерних систем управління двигуном, потужність останніх
стала швидко зростати.
Таким чином, проектування двигунів і автомобілів були невід’ємною
діяльністю, майже всі конструктори двигунів, згадані вище, також проектували
автомобілі, а деякі з них стали великими виробниками автомобілів [16].
Класифікація двигунів внутрішнього згоряння, їх характеристика
Від появи перших розробок двигуна внутрішнього згоряння до сьогодні
минуло не одне століття, за цей час було розроблено і виготовлено велику кількість
різноманітних двигунів внутрішнього згоряння, що відрізняються призначенням,
способом віддачі потужності та іншими параметрами.
З науковою і практичною метою всі вони можуть бути об’єднані в групи за
певними спільними ознаками – ознаками класифікації.
За видом пристрою двигуни внутрішнього згоряння можна поділити на:
поршневі двигуни – камерою згоряння служить циліндр, зворотно-
поступальний рух поршня за допомогою кривошипно-шатунного механізму
перетворюється на обертання валу.
Дизель-молот та вогнепальна зброя – приклади поршневих ДВЗ, що не мають
кривошипно-шатунного механізму.
Газотурбінні двигуни — для перетворення енергії газів у момент, що крутить,
служить ротор з лопатками спеціального профілю. Перед згорянням у камері
15
двигуна повітря стискається компресорною частиною, паливо впорскується в
камеру згоряння.
Роторно-поршневі двигуни — камеру згоряння обмежує трикутний ротор, що
виконує функцію поршня.
Реактивні двигуни – потужність, що розвивається, відразу використовується
для поступального руху ракети або літака, додаткове перетворення в крутний
момент і трансмісія відсутня (двигун є також рушієм) [8]. Тому мають найвищі
питомі потужнісні показники; є єдиними двигунами, здатними виводити апарати
на орбіту. Одночасно для військового застосування російські військові
обговорювали питання створення реактивного атомного двигуна [9].
Турбореактивні двигуни — різновид реактивних, як окислювач використовує
атмосферне повітря, що попередньо стискається компресорною частиною. З огляду
на це може бути використаний тільки в межах земної атмосфери. Зазвичай їх
неточно називають просто реактивними, наприклад, «літак з реактивним
двигуном». Можна розглядати турбореактивний двигун і як різновид
газотурбінного, тому що він має всі основні його частини, крім вихідного валу.
Турбогвинтові двигуни – газотурбінний, що приводить в рух повітряний
гвинт. Застосовуються в авіації, на помірних швидкостях мають вищий ККД, ніж
турбореактивні.
За призначенням на:
транспортні (автомобільні, суднові, літакові);
стаціонарні;
спеціальні.
За родом застосовуваного палива на:
бензинові;
газові;
дизельні.
За способом утворення горючої суміші на:
зовнішні (карбюраторні та інжекторні двигуни);
внутрішні (в циліндрі ДВЗ у дизелів та іскрових з безпосереднім
упорскуванням).
За обсягом робочих порожнин і вагогабаритних характеристик на:
легкі;
середні;
важкі;
спеціальні.
За влаштуванням систем охолодження на:
повітряне;
рідинне;
інше.
Крім наведених вище загальних критеріїв класифікації двигунів внутрішнього
згоряння існують критерії, якими класифікуються окремі типи двигунів. Так,
поршневі двигуни можна класифікувати за тактністю і робочим процесом, за
кількістю і розташуванням циліндрів, колінчастих і розподільних валів, за типом
охолодження, за наявності або відсутності крейцкопфа, наддуву того чи іншого
типу (атмосферний — без наддуву), за способом запалення, за кількістю
карбюраторів, за типом газорозподільного механізму, за напрямом і частотою
обертання колінчастого валу, по відношенню діаметра циліндра до ходу поршня,
за рівнем швидкохідності (середньої швидкості поршня).
Конструкційні особливості двигунів внутрішнього згоряння
Рис. 1.1 - Поршневий двигун V-подібної компоновки
17
Потужні та легкі, двигуни внутрішнього згоряння дозволили створити не
існувавші до цього види транспорту (автомобіль, мотоцикл, гвинтовий і
реактивний літаки, вертоліт, ракету, космічний корабель, газотурбохід, судно на
повітряній подушці), поліпшити економічність та екологічність корабельних
силових установок і локомотивів. Моторизація призвела до прискорення темпу
життя людей, виникнення цілої автомобільної культури (США); у військовій справі
дозволила розробити надзвичайно руйнівні машини смерті (танк, винищувач,
бомбардувальник, ракети зі звичайною та ядерною боєголовкою, підводний човен
з торпедами та інші).
Альтернативне сімейство двигунів зовнішнього згоряння має роздільне
паливо та робоче тіло, що зумовлює необхідність порівняно повільної передачі
тепла згоряння від продуктів згоряння робочому тілу – тому їхня питома
потужність значно нижча. Поряд з двигунами зовнішнього згоряння, двигуни
внутрішнього згоряння широко використовуються для вироблення електроенергії,
використовуваної електродвигунами та іншими споживачами.
V-подібний двигун — компонувальна схема двигуна внутрішнього згоряння,
у якій циліндри розміщено в два ряди, під кутом один до одного, у формі латинської
літери «V» (якщо дивитися на конструкцію в напрямку осі колінчастого валу).
Здебільшого таку схему застосовують для багатоциліндрових двигунів (із шістьма
чи більше циліндрами), оскільки зі збільшенням кількості циліндрів значно зростає
довжина двигуна. Найчастіше застосовують кути 60° чи 90° [1].
Схожі за компоновкою двигуни з розвалом блоків менше 45°, зазвичай
виділяють в окремий різновид — VR-двигунів. Двигуни з розвалом блоків 180°
називають опозитними, їх теж розглядають як окремий різновид, відділяючи від
власне V-подібних [1].
Ще один різновид V-подібного двигуна — W-подібний. Він являє собою два
V-подібних двигуна, синхронізованих і включених у загальну систему приводу. V-
подібні двигуни також називають дворядними, а W-подібні — чотирирядними.
[17]
Рис. 1.2 – Один з перших зразків V-подібного двигуна:
британський мотоциклетний двигун компанії «Blumfield»
Рис. 1.3 – V-подібний двигун сучасного автомобіля
Загальна будова й робочий цикл двигунів внутрішнього згоряння
Двигун внутрішнього згоряння — це тепловий двигун, усередині якого
відбуваються спалювання палива й перетворення частини теплоти, що виділилася,
на механічну роботу.
Двигуни внутрішнього згоряння бувають:
19
• поршневі, в яких увесь робочий процес здійснюється в циліндрах;
• безпоршневі, наприклад газотурбінні, в яких робочий процес послідовно
здійснюється у повітряному компресорі, камері згоряння та газовій турбіні
.На переважній більшості сучасних автомобілів установлюють поршневі
двигуни внутрішнього згоряння (Термін «двигун внутрішнього згоряння»
застосовують переважно до поршневих двигунів).
За способом сумішоутворення й запалювання палива автомобільні поршневі
двигуни поділяються на дві групи:
• із зовнішнім сумішоутворенням і примусовим займанням палива від
електричної іскри (карбюраторні й газові);
• із внутрішнім сумішоутворенням і займанням палива від стикання з повітрям,
нагрітим унаслідок його сильного стискання в циліндрі (дизелі).
Двигун внутрішнього згоряння складається з таких механізмів і систем:
♦ кривошипно-шатунного механізму;
♦ механізму газорозподілу;
♦ системи охолодження;
♦ системи мащення;
♦ системи живлення;
♦ системи запалювання (тільки в карбюраторних двигунах).
Кривошипно-шатунний механізм слугує для перетворення зворотно-
поступального руху поршня на обертальний рух колінчастого вала. Механізм
газорозподілу забезпечує своєчасне заповнення циліндрів пальною сумішшю (або
повітрям) і видаляння з них відпрацьованих газів. Система охолодження
призначається для підтримання оптимального теплового режиму двигуна .Система
мащення забезпечує змащування тертьових поверхонь двигуна, подачу до них
мастила, часткове охолодження їх, видаляння продуктів спрацювання та очищення
мастила. Система живлення карбюраторного двигуна слугує для очищення палива
й повітря, приготування пальної суміші, подача її до циліндрів та видаляння
продуктів згоряння. Система живлення дизеля забезпечує очищення повітря й
палива, вприскування палива в циліндр під високим тиском у дрібнорозпиленому
вигляді та видаляння продуктів згоряння. Система запалювання забезпечує
займання пальної суміші в циліндрах карбюраторного двигуна й містить джерело
електричної енергії та перетворювач низької напруги системи електрозабезпечення
автомобіля на високу напругу свічки запалювання, іскра від якої запалює пальну
суміш у циліндрі двигуна в потрібний момент.
1.2. Введення в обчислювальну аерогідродинаміку
Обчислювальне моделювання гідродинаміки є частиною процесу CAE і
включає числовий аналіз і алгоритми для вирішення задач гідродинаміки за
допомогою комп’ютера. Основним використанням CFD є розв’язання рівнянь
Нав’є-Стокса: аналітичне розв’язання цих рівнянь можливе лише у випадках
простого ламінарного потоку та з простою геометрією, але в реальних випадках
воно має справу з турбулентним потоком, який потребує чисельного підходу.
Можна виділити чотири різні етапи, які є частиною обчислювальної симуляції
т:
• Вибір математичної моделі, що зазвичай відповідає системі рівнянь Нав'є-
Стокса. Це система нелінійних диференціальних рівнянь у частинних похідних,
оскільки вона характеризується турбулентністю, ударними хвилями, розривними
змінними полями, спонтанною нестаціонарністю течії та неоднозначністю
розв’язку. Будь-яке припущення моделювання характеризується рівнем емпіризму,
але воно завжди містить рівень помилки в порівнянні з реальним світом.
• Етап дискретизації: включає як дискретизацію області, тобто визначення
розрахункової сітки, так і дискретизацію рівняння, отже, визначення чисельного
методу. Дискретизація – це переведення геометричних і математичних моделей у
числа: набір точок або елементів, які замінюють безперервність реального
простору, називається сіткою або сіткою. Форма сітки має проблеми, пов’язані з
числом, тому процес створення сітки є делікатним і трудомістким етапом. Після
створення сітки всі математичні оператори, такі як часткові похідні величин,
потрібно буде перетворити на арифметичні операції над значеннями точок сітки.
Існує 2 різні підходи, які включають фазу дискретизації: перший – це
21
дискретизація кінцевими різницями , у якій величини визначаються за точками:
Другий підхід — дискретизація кінцевого об’єму, у якому величини
визначаються по об’єму або відносяться до його центроїда:
Рисунок 1.4 – Скінченно-різницеві схеми дискретизації.
Рисунок 1.5 – Дискретизація кінцевого об’єму.
• Аналіз обраної числової схеми з точки зору стабільності та точності: числові
схеми встановлюють зв'язок між сусідніми точками сітки. Числові схеми повинні
задовольняти трьом умовам: стійкість, збіжність і узгодженість. Розглядаючи
рівняння лінійної конвекції:
(1.1)
(1.2)
Рівняння 1 є рівнянням лінійної конвекції в диференціальній формі, тоді як
рівняння 2 є рівнянням лінійної конвекції в дискретизованій формі. Розглядаючи
два рівняння, узгодженість є умовою числової схеми та стверджує, що числові
схеми мають прагнути до диференціального рівняння, коли просторова та часова
дискретизація прагнуть до нуля. Стабільність є умовою чисельної схеми, яка
передбачає, що помилка округлення через кінцеву алгебру залишається обмеженою
ітерацію за ітерацією:
(1.3)
(1.4)
Де являє собою точний розв'язок диференціального рівняння в той час як
являє собою точний розв’язок дискретизованого рівняння.
Збіжність є умовою чисельного розв’язку та вимагає, щоб результат
моделювання був правильним представленням моделі, яку він розв’язує.
Чисельний розв’язок повинен прагнути до точного розв’язку математичної задачі,
коли просторова та часова дискретизація прямують до нуля:
(1,5)
(1,6)
Визначення розв’язку задачі: відповідає вибору інтегрування за часом та
матричного методу розв’язання. Алгоритм вирішення залежить від типу задачі, яку
він моделює: залежна від часу, в якій змінні поля змінюються не тільки від точки
до точки всередині області, але також змінюються в кожній точці шляхом зміни
часу; стаціонарний потік, коли змінні поля змінюються від точки до точки, але
залишаються незмінними в кожній точці через зміну часу.
23
1.3. Закони збереження
Обчислювальна гідродинаміка базується на формулюванні законів
збереження. Три рівняння можуть повністю визначити поведінку системи:
• Збереження маси: рівняння неперервності. Це рівняння збереження, яке
відноситься до скалярної властивості рідини ρ:
(1.7)
• Збереження імпульсу: рівняння імпульсу, яке відноситься до векторної
властивості рідини . Щоб визначити рівняння імпульсу, необхідно
припустити, що рідина є
Ньютонівський, це означає:
(1.8)
де ізотропна складова тиску і – тензор напруги в’язкого зсуву, а він
являє собою силу внутрішнього тертя шарів рідини один об одного. Усередині
контрольного об’єму внутрішні сили компенсуються, хоча вони не мають жодної
відповідної сторони на поверхні об’єму. Інтегральне рівняння збереження імпульсу
відноситься до контрольного об’єму ω це:
(1.9)
Застосовуючи теорему Гауса та враховуючи диференціальне формулювання,
отримуємо:
(1.10)
• Збереження енергії: рівняння енергії. Величина, що зберігається, — це повна
енергія, яка визначається як сума внутрішньої енергії рідини плюс її кінетична
енергія на одиницю маси:
(1.11)
Для енергії він розглядає два типи потоків, конвективний і дифузійний:
(1.12)
(1.13)
Вихідні члени об’єму є роботою об’ємних сил f e і джерела теплопередачі
(випромінювання, реакції або електричний опір):
(1.14)
Останній термін відноситься до поверхневих джерел які є результатом
роботи, виконаної над рідиною внутрішньою напругою зсуву, що діє на поверхню
контрольного об’єму:
(1.15)
Групуючи всі члени вкладу енергії, він отримує рівняння збереження енергії
(виражене в диференціальній формі):
(1.16)
Може бути корисно виразити рівняння збереження відносно ентальпії:
(1.17)
Згрупувавши рівняння 1.7, рівняння 1.10 і рівняння 1.16, виходить рівняння
Нав’є-Стокса.
Ще потрібно визначити конститутивний закон і визначення властивостей
рідини як функції величин потоку. Він розглядатиме ідеальний газ і постійну
в’язкість.
1.4. OpenFOAM
Для виконання моделювання CFD використовувався відкритий код
OpenFOAM. OpenFOAM — це бібліотека C++, яка використовується переважно
для створення виконуваних файлів, які називаються програмами. Додатки
поділяються на дві категорії: розв’язувачі, кожен з яких призначений для
25
вирішення конкретної проблеми в механіці суцільного середовища; і утиліти,
призначені для виконання завдань, які включають маніпулювання даними.
Дистрибутив OpenFOAM містить численні вирішувачі та утиліти, що охоплюють
широкий спектр проблем. Програмне забезпечення доступне лише для операційної
системи Linux або для WSL у Windows.
OpenFOAM структурований таким чином:
Рисунок 1.6 – Структура OpenFOAM.
Кожна з п’яти папок є фундаментальною частиною OpenFOAM:
• Src: містить реалізацію бібліотек OpenFOAM.
• Програми: містить розв’язувачі, утиліти та тести, розроблені на основі
бібліотек OpenFOAM.
• Підручники: містить підручники для широкого кола фізичних проблем.
• І т.д.: містить додатковий код для налаштування бібліотеки, приклади або
корисні дані.
• Документація: містить документацію Doxigen.
Налаштування справи базується на 3 папках, з яких певна команда, запущена
на терміналі, змушує програмне забезпечення читати цю папку та запускати
симуляцію:
• Перша – це папка “0”: в ній містяться всі текстові файли, що визначають
граничні умови області рідини. Openfoam вимагає специфікації кожної величини,
залученої до проблеми, оскільки немає попередньо визначених значень,
призначених кожній змінній поля. Наприклад, для стисливого, турбулентного та
стаціонарного вирішувача потрібні тиск, температура, швидкість і всі параметри
турбулентності (залежно від типу використовуваної моделі турбулентності).
• Друга папка – папка «constant» : у цій папці визначається модель
турбулентності та теплофізичні властивості проблеми.
• Третя папка - це папка «система». У цій папці є три основні текстові нотатки:
схеми кінцевого обсягу (fvSchemes), рішення finiteVolume (fvSolution) і
контрольний словник (controlDict). Ці три блоки приміток дозволяють налаштувати
моделювання з точки зору кількості ітерацій (у випадку моделювання в
стаціонарному стані) або часу моделювання (у випадку моделювання перехідних
процесів), розв’язувачів і числових схем. Крім того, системна папка містить файли
текстових приміток, які визначають параметри сітки. Зрештою, також можна
визначити функції, які дозволяють обчислювати в режимі реального часу симуляції
значення поверхневого поля, такі як середній тиск над межею, лінії потоку,
вимірювальні зонди або величини векторних полів.
Рисунок 1.8. –Папка налаштування кейсу OpenFOAM.
27
РОЗДІЛ 2 РОЗРОБКА СТАЦІОНАРНОЇ МОДЕЛІ
Моделювання в стаціонарному режимі – це моделювання, при якому змінні
поля потоку текучої області відрізняються від точки до точки текучої області, але
вони не змінюються з часом. Таким чином, у стаціонарному моделюванні
концепція часу замінюється ітерацією, яка представляє кількість разів розв’язання
рівнянь, обраних для представлення фізичного явища, яке досліджується.
Необхідність розробки стаціонарної моделі випливає з потреби оцінити втрати
тиску, а отже, газодинамічний опір повітря, що протікає всередині впускного
колектора, призначеного для застосування в автоспорті. Є два варіанти виконання
цього аналізу:
• Перший метод: встановлення перепаду тиску між входом і виходом і оцінка
вихідної масової витрати, отже, для однакового падіння тиску, чим вищий масовий
потік, тим менші втрати у впускному колекторі.
• Другий метод: встановлення масової витрати та оцінка втрат тиску між
входом і виходом, таким чином, чим вищою буде масова витрата, тим меншими
будуть втрати у впускному колекторі.
Щоб надати обґрунтованість цій моделі, необхідно бути впевненим, що вона
правильно відображає фізику проблеми, яку вона намагається відтворити за
допомогою CFD моделювання. У результаті необхідно порівняти результати
моделювання з експериментальними даними. Для цього потрібен стенд для
випробування потоку. Випробувальний стенд дозволяє збирати експериментальні
дані, дотримуючись першого методу, і тому вибір макета геометрії та геометрична
оптимізація будуть виконуватися, оцінюючи масовий потік кожного типу
конфігурації.
2.1. Випробувальний стенд потоку
Для проведення експериментального випробування використовувався
потоковий стенд:
Рисунок 2.1 – Потоковий стенд.
Управління потоковим стендом здійснюється за допомогою панелі керування
та передньої панелі. На панелі управління присутні 4 різні ручки:
• «Контроль потоку впуску», «Контроль потоку вихлопу»: ця ручка дозволяє
контролювати випробувальний тиск відповідно на впуску чи вихлопі.
• Блокування діапазону: необхідно потягнути цю ручку, коли потрібно змінити
діапазон стенда потоку.
29
• Діапазон потоку: є шість різних діапазонів роботи, і ця ручка дозволяє
обертати пластину нижче площини випробувального стенду. Ця пластина має різні
отвори змінного діаметру, тому вони дозволяють отримати різну масову витрату.
На передній панелі знаходиться:
• Ручка «Впуск», «Вихлоп»: ця ручка керує селектором позаду стенду, який
дозволяє обертання диску; цей диск з'єднує різні труби, які є вихідним отвором для
вертикального манометра.
• «впуск вище 150», «впуск нижче 150»: використовується, коли змінюється
робочий діапазон.
Випробування виконується шляхом вибору певного діапазону за допомогою
ручки діапазону потоку, а потім за допомогою ручки керування потоком впуску
можна змінювати тестовий тиск. Випробувальний тиск не можна змінювати
довільно, оскільки існують попередньо визначені значення тиску, при яких для
кожного діапазону відповідає об’ємна витрата:
Таблиця 2.1 – Значення потоку при тиску 635 мм
Впуск ДІАПАЗОН Вихлоп
17 1 19.12
33,58 2 37,48
70.8 3 74,58
139,72 4 150,57
208.16 5 225,62
284,89 6 326.16
Таблиця 2.2 – Значення потоку при тиску 381 мм
Впуск ДІАПАЗОН Вихлоп
17.17 1 18.96
33,92 2 37.18
71,51 3 73,98
141.11 4 149,36
210.24 5 223,81
287,73 6 323,55
У таблицях показано відповідно для 635 мм водяного стовпа та 381 мм
водяного стовпа об’ємний потік на впуску та об’ємний потік на вихлопі для різних
діапазонів. Існують різні таблиці, від 127 мм водяного стовпа до 1220 мм водяного
стовпа.
Під час експериментального випробування тиск повинен відповідати, за
допомогою ручки керування впускним потоком, рівню тиску, зазначеному в
таблицях, щоб знати ідеальний об’ємний потік, який протікає через впускний
колектор. Потрібний рівень тиску можна контролювати за допомогою манометра,
розташованого зліва від стенда потоку:
Рисунок 2.2 – Манометр для контролю тестового тиску.
Після досягнення бажаного рівня тиску манометр посередині передньої панелі
вимірює відсоток об’ємної витрати відносно ідеальних значень, які можна
прочитати в таблицях:
31
Рисунок 2.3 – Манометр для корекції об'ємної витрати.
2.2. Постановка експериментального випробування
Впускний колектор, який використовуватиметься на випробувальному стенді,
є впускним колектором двигуна ATM-AR-F3R: це 4-циліндровий рядний двигун з
турбонаддувом і іскровим запалюванням, який використовується в регіональному
чемпіонаті Formula. Регіональний чемпіонат Формули було запроваджено в 2019
році, і це проміжний чемпіонат між Формулою 3 International і Формулою 4.
Впускний колектор ATM-AR-F3R складається з камери з вуглецевого волокна та
алюмінієвого фланця в основі. що виготовляється на верстаті з ЧПК. Потім камера
з вуглецевого волокна наклеюється на алюмінієвий фланець, який потім
прикручується до блоку циліндрів. На рисунку нижче показано блок впускного
колектора ATM-AR-F3R:
Рисунок 2.4 – Впускний колектор ATM-AR-F3R.
Для проведення тесту необхідно створити з’єднання для з’єднання впускного
колектора зі стендом, а також 3 заглушки для закриття решти бігунів: ці
компоненти були розроблені, а потім надруковані на 3D.
На наступних рисунках показана установка впускного колектора на
випробувальному стенді:
Рисунок 2.5 – Встановлення впускного колектора
Умови навколишнього середовища під час виконання тесту наведені нижче:
Таблиця 2.3 – Умови екологічних випробувань
температура °C 21.5
Тиск навколишнього
па 102100
середовища
Щільність кг/м 3 1,187
2.3. Виконання тесту та результати
У таблиці нижче наведено дані експериментального випробування:
У першому стовпчику вказано рівень тиску, заданий під час випробування, а в
другому стовпчику – відповідний діапазон. Третій стовпець представляє
вимірювання відсотка об’ємного потоку відносно ідеального потоку, який показано
в четвертому стовпці, тоді як інший стовпець є реальним об’ємним потоком, який
є результатом експериментального випробування: він отриманий добутком
ідеального витрата у відсотках від об'ємної витрати.
33
Таблиця 2.4 – Дані експериментальної проби
Відсоток об'ємної Ідеальна Об'ємна витрата
Тиск кПа Діапазон
витрати % витрата л/с л/с
1.25 діапазон3 85.3 72.15 61,54
2.45 діапазон4 59 141,68 83,59
3.73 діапазон4 71.5 141.12 100,90
4,98 діапазон4 84.5 140,42 118,65
6.22 діапазон5 62.5 208.16 130.10
Перетворюючи тиск із дюймів на водяний стовп у Па та масову витрату з л/с
до кг/с, він отримує такі дані:
Таблиця 2.5 – Вхідні та вихідні дані для моделювання.
Вихідний тиск Масова витрата
кПа кг/с
100,85 0,0693
99,61 0,0976
98,36 0,1191
97.12 0,1374
95,87 0,1530
У лівому стовпчику вказано тиск на виході впускного колектора, який
створюється стендом потоку, а в правому стовпчику – масова витрата.
Посилаючись на атмосферний тиск, виміряний під час виконання випробування,
він отримує масову витрату - характеристику падіння тиску:
Рисунок 2.6 – Масова витрата - Експериментальна характеристика падіння тиску.
Це характеристика, яку він намагатиметься зіставити за допомогою
моделювання, щоб перевірити модель стаціонарного стану.
2.4. Підготовка до геометрії
Починаючи з оригінальної геометрії, впускний колектор був відредагований,
щоб отримати геометрію, сумісну з CFD моделюванням. Було взято лише
внутрішній об’єм впуску, тоді як довжина бігуна була збільшена відповідно до
висоти з’єднання, яке з’єднує впускний колектор зі стендом потоку. Для усунення
втрат тиску на впуску під час випробування на впускний колектор встановлено
мундштук, тому те саме було зроблено під час редагування геометрії. Нарешті, він
отримує таку геометрію:
Рисунок 2.7 – Відредагований впускний колектор ATM-AR-F3R.
35
Півсфера, яка присутня на вході, представляє атмосферу, тому її об’єм значно
перевищує об’єм впускного колектора.
2.5. Процес створення сітки
У OpenFOAM є 3 різні утиліти для сіток:
• blockMesh: це утиліта для створення сіток, яка дозволяє створювати прості
геометричні сітки, такі як куб, спіраль, прямокутники, а також профілі, описані
математичними функціями як поліноми різного порядку. Основна мета — створити
фонову сітку, з якої утиліти snappyHexMesh створять сітку зацікавленої геометрії.
• SnappyHexMesh: snappyHexMesh є основним інструментом створення сіток
OpenFOAM. Процес генерації сітки snappyHexMesh в основному розділений на три
етапи: перший — це зубчаста сітка, у якій він використовує фонову сітку для
заповнення об’єму геометрії, яку ми хочемо створити, але оскільки він
використовує лише клітинки фонового об’єму, поверхні геометрії погано описані.
Потім є миттєвий процес, під час якого він розрізає комірку, що виходить за межі
поверхні геометрії: цей процес зазвичай займає багато часу з точки зору
обчислення, і, крім того, поверхня геометрії описана погано. Останнім кроком
процесу snappyHexMesh є додавання шару, де клітинки на межі екструдуються до
внутрішньої частини геометрії, щоб створити область для додавання шару.
Важливо зауважити, що чим кращою буде сітка на поверхні, тим кращим буде цей
процес екструзії, а отже, тим краще буде покриття граничного шару. За
замовчуванням snappyHexMesh не використовує всі процесори машини, яку він
використовує для створення сітки, але дає можливість розкласти фонову сітку,
створену blockMesh, на різні частини, а потім зв’язати з кожним процесором
зменшену частину snappy. процес. Цю процедуру можна застосувати лише тоді,
коли час обчислення для сітки стає неприйнятним, оскільки процес реконструкції
сітки після багатопаралельного процесу сітки є складним і зазвичай створює сітку
з меншою сумісністю.
• CfMesh: ця утиліта присутня лише у версії OpenFOAM v2006 (версія, яка
використовувалася в цьому дипломному проекті) і призначена для створення
об’ємної та поверхневої сітки. Крім того, він використовує всі доступні процесори
машини, яку він використовує. Як наслідок, час обчислення для процесу сітки
набагато менший порівняно зі стандартним впровадженням snappyHexMesh, якщо
він не розкладає фонову сітку з добре відомими ризиками. Крім того, CfMesh
представляє допоміжний словник, у якому можна встановити елементи керування
сіткою шару призми. Додавання шару призми CfMesh не дозволяє встановити
критерії відповідності сітки. У результаті він завжди матиме 100% покриття
граничного шару, але перевірки сітки підкреслюватимуть можливі несправні
комірки, які можуть погіршити стабільність числового рішення.
Для створення сітки, сумісної зі стабільними чисельними обчисленнями,
виконується наступний крок:
1. Генерація об’ємної та поверхневої сітки за допомогою CfMesh:
наближення поверхні краще, ніж отримане за допомогою snappyHexMesh, а грані
клітин більше спрямовані в напрямку, перпендикулярному напрямку потоку. Крім
того, обчислювальний час для генерації сітки скорочується на 80% щодо прийняття
blockMesh, а потім процесів castellating і snappy snappyHexMesh;
2. Додавання шару Prism за допомогою snappyHexMesh: зубчаста сітка та
миттєві утиліти snappyHexMesh більше не потрібні, оскільки об’ємна сітка вже
створена CfMesh. Словник snappyHexMesh дозволяє виконувати утиліту
snappyHexMesh лише для додавання шару призми, нехтуючи двома попередніми
процесами. Ця процедура дозволяє досягти покриття граничного шару, близького
до 100%. Основна причина майже ідеального покриття навіть із збереженням дуже
обмеженого ліміту прийнятності сітки пов’язана з процесом екструзії, за
допомогою якого snappyHexMesh створює шари. Завдяки кращому наближенню
поверхні, досягнутому CfMesh, осередки на поверхні впускного колектора
розташовані перпендикулярно до напрямку екструзії. Це створює незначну
кількість пошкоджених комірок, до яких шар не додається, тому покриття
граничного шару ніколи не буває нижче 99%.
Нижче показано параметри сітки:
37
Таблиця 2.6 – Параметри сітки.
K-Omega SST Реалізований K-
Epsilon
Розмір сітчастої камери 1,2 мм 1,2 мм
Об’єм атмосфери Розмір сітки 3 мм 3 мм
Кількість шару призми 6 2
Призматичний шар Коефіцієнт
1.2 1.3
розширення
Загальна кількість комірок 1,9 мільйона 1,29 мільйона
Рисунок 2.8 – Сітка впускного колектора ATM-AR-F3R.
Рисунок 2.9 – Деталь сітки (ліворуч) і шару призми для K-Omega SST
(праворуч)
Параметри сітки однакові як для моделі K-Omega SST, так і для реалізованої
моделі K-Epsilon, за винятком шарів призми. Модель K-Omega SST потребує
більшої кількості шарів, оскільки вона безпосередньо вирішує в’язкий підшар. У
CFD надзвичайно важливим є y+, який представляє безрозмірну відстань до стінки
для потоку, обмеженого стінкою:
(2.5.1)
Де – швидкість тертя об найближчу стінку, – відстань до найближчої стіни
і локальна кінематична в'язкість речовини. Застосування моделі K-Omega SST
для такого типу моделювання відноситься до типу з низьким Re, оскільки
швидкості всередині впускного колектора рідко перевищують число Маха вище
0,4. Отже, моделювання з низьким Re, яке використовує повністю розділені
граничні шари, вимагає уточненої сітки граничного шару з першою коміркою на
стінках на y+ менше одиниці. Крім того, коефіцієнт розширення відносно шару,
найближчого до стіни, повинен бути нижче 1,25. Це причина, чому сітка моделі k-
Omega SST має більшу кількість шарів призми та менший коефіцієнт розширення.
2.7. Теплофізичні властивості
Теплофізичні моделі стосуються енергії, тепла та фізичних властивостей. Для
цього моделювання він вибирає теплофізичну модель для фіксованого складу на
основі стисливості , де R – газова постійна, а T – температура.
Він вибрав чисту суміш, яка являє собою суміш із фіксованим складом, і
встановив такий коефіцієнт:
39
Потім він повинен вибрати транспортну модель, яка має справу з оцінкою
динамічної в'язкості : він вибрав транспортну модель const, яка передбачає
постійну динамічну в’язкість і число Прандтля який визначається
ключовими словами mu і
Після цього потрібно було визначити термодинамічні моделі, які стосуються
оцінки питомої теплоємності і теплота плавлення . Він вибрав модель hConst,
яка передбачає постійність обох і
Нарешті, необхідно вибрати рівняння стану: воно вибрало ідеальний газовий
закон
2.8. Модель турбулентності
Необхідність моделі турбулентності випливає із застосування усереднених
рівнянь Нав’є-Стокса (RANS) Рейнольдса. Наприклад, розглядаючи рівняння 1,
воно записане для миттєвої швидкості.
У підході RANS рівняння Нав’є-Стокса більше не записуються як функція
миттєвих величин, а усереднюються щодо інтервалу часу, який є досить коротким
щодо досліджуваного явища, але достатньо довгим щодо періоду часу. турбулентні
порушення. Для багатьох практичних застосувань знання середніх величин
достатньо точні. Підхід RANS має перевагу значного скорочення часу обчислень,
оскільки турбулентні масштаби середнього потоку набагато більші, ніж масштаби
флуктуації турбулентності. Фактично, миттєві змінні турбулентного потоку можна
записати як суму середньої величини та її флуктуації вздовж середньої:
(2.7.1)
(2.7.2)
де :
• середня швидкість.
• середня щільність.
• коливання швидкості .
• коливання щільності .
Результат рівняння 1.1.1 :
(2.7.3)
Останній член залежить від поля турбулентного потоку, і навіть якщо він
розглядає нестисливий потік, тому р ' зникає, флуктуація швидкості залишається в
рівнянні збереження імпульсу. Оскільки він хоче розв’язати рівняння щодо
середньої швидкості, флуктуація швидкості вводить іншу змінну, тому необхідно
інше рівняння.
Модель турбулентності забезпечує рівняння замикання. Існують різні моделі
турбулентності, але найбільш використовуваними є моделі вихрової в’язкості. У
моделях вихрової в’язкості він пов’язує флуктуації швидкості та густини з
турбулентною в’язкістю середнього потоку:
(2.7.4)
Тому тепер необхідно ввести два рівняння: одне для турбулентної в’язкості
, а один для турбулентної кінетичної енергії k.
Для перевірки стаціонарного стану було вирішено перевірити дві різні моделі
41
турбулентності:
• Реалізована модель k-Epsilon;
• Модель K-Omega SST.
У реалізованій моделі k-Epsilon використовується таке рівняння:
(2.7.5)
Де є швидкістю дисипації та являє собою швидкість, з якою турбулентна
кінетична енергія перетворюється на теплову внутрішню енергію, в той час як
являє собою турбулентну кінетичну енергію речовини і i sa константа, яку
потрібно відкалібрувати. Оскільки він додає два невідомих для моделювання
турбулентної в’язкості, тобто і два рівняння необхідні для закриття моделі:
(2.7.6)
(2.7.7)
Що стосується моделі K-Omega SST, рівняння 2.7.5 замінюється наступним
рівняння:
(2.7.8)
Обидві моделі доступні в OpenFOAM і використовуються в поєднанні з
граничними умовами стінкових функцій: реалізована модель k-Epsilon повністю
використовує стінкові функції, тоді як модель K-Omega SST дає можливість
безпосередньо вирішити граничний шар, коли вперше клітина біля стіни близько
до .
2.8 Граничні умови
Для стаціонарної моделі використовується розв’язувач RhoSimpleFoam, який
вимагає таких граничних умов:
• T = температура ;
• V = швидкість ;
• P = тиск ;
• k = турбулентна кінетична енергія .
• гайка = турбулентна в'язкість .
• омега = турбулентна питома швидкість дисипації .
• alphat = турбулентна теплопровідність .
У наведеній нижче таблиці показано граничні умови, використані в
моделюванні:
Таблиця 2.7 – Граничні умови.
Вхідний отвір Розетка стіна
Загальна
Т InletOutlet нульовий градієнт
температура=294,65 °K
PressureInletOutletVel uniformFixedValue (0 0
В нульовий градієнт
ocity 0)
Загальний тиск = 10200
П uniformFixedValue нульовий градієнт
Па
турбулентнийІнтенсивніс
k тьКінетичнийE inletOutlet kqRWallFunction
nergyInlet
гайка розрахований розрахований nutkWallFunction
turbulentMixingLengthFre
омега inletOutlet omegaWallFunction
quencyInlet
стискається::alphatWal
альфат розрахований розрахований
lФункція
Що стосується граничних умов тиску на виході, тут використовуються
значення тиску з таблиці 2.7 які є рівнями тиску, встановленими під час
випробування на потоковому стенді. Для останніх трьох значень він виконав
хибний перехідний процес, щоб уникнути негайного падіння тиску, яке могло б
створити чисельну нестабільність.
43
2.9. Числові схеми
У системній папці знаходиться текстовий файл fvSchemes, у якому необхідно
вказати чисельні схеми для термінів, таких як похідні в рівняннях, які
обчислюються під час моделювання. Зокрема, числові схеми, які необхідно
вказати, поділяються на категорії нижче:
• схеми часу: вони вказані у підсловнику ddtSchemes. Оскільки він має справу
з симуляцією в стаціонарному стані, він використовував часові схеми steadyState ,
які встановлюють похідну за часом на нуль.
• Градієнтні схеми: це підсловник, який містить градієнтні терміни. У цій
симуляції використовувалися такі градієнтні схеми:
за замовчуванням лінійний Гаусса;
grad(U) cellLimited Gauss linear 1;
grad(k) cellLimited Gauss linear 1;
grad(omega) cellLimited Gauss linear 1;
Було вирішено використовувати лінійну схему Гаусса як схеми за
замовчуванням для всіх градієнтів. Запис Gauss визначає стандартну
дискретизацію гаусового інтегрування кінцевого об’єму, яка вимагає інтерполяції
значень від центрів комірок до центрів граней. Схема інтерполяції задається
лінійним записом, що означає лінійну інтерполяцію. Що стосується градієнта
швидкості, турбулентної кінетичної енергії та питомої швидкості дисипації, він
вважав за краще використовувати більш обмежену схему, лінійну лінійну Гаусса
cellLimited 1 : це більш обмежена схема, тому що коли значення комірки
екстраполюються на грані за допомогою обчислений градієнт, номінальні значення
не виходять за межі значень у навколишніх клітинках, тому 1 означає межу, тоді як
нуль означає відсутність межі.
• Схеми дивергенції: містить умови дивергенції, включаючи обидва терміни
адвекції, отже, терміни виду , де x — будь-яка скалярна змінна та швидкість
забезпечує адвективний потік та інші терміни, які зазвичай мають дифузійний
характер. Наприклад, ідентифікатор ключового слова для адвективних термінів
для швидкості або для турбулентної кінетичної енергії: phi позначає
об’ємний потік швидкості на гранях комірки для потоків постійної густини, тоді як
він представляє потік маси для потоку, що стискається. У цьому моделюванні було
вирішено використовувати обмежену лінійну схему як для адвективної, так і для
дифузійної схеми. Схема limitedLinear є лінійною схемою, тобто схемою другого
порядку, яка обмежує проти вітру (обмежена першого порядку) в регіонах зі
швидкими змінами градієнтів. Для визначення рівня обмеження потрібен
коефіцієнт від 0 до 1 : 1 є найсильнішим обмеженням, тоді як схема має тенденцію
до лінійності, коли коефіцієнт близький до нуля. У цьому моделюванні він
встановлює коефіцієнт 0,5.
• Схеми нормального градієнта поверхні: це числова схема для
градієнтів, оцінених на грані комірки. Розрахунок градієнта на грані полягає у
відніманні значення в центрі комірки з одного боку грані від значення в центрі з
іншого боку та діленні на відстань. Він встановлює для схем поверхневого
нормального градієнта значення обмежено виправлених 0,5 , тобто схему другого
порядку точності, але з певним виправленням щодо чистої ортогональної схеми. Ця
потреба була пов’язана з тим фактом, що неортогональність сітки становить
близько 59, а отже, кут між центром комірки-комірки та нормальним вектором
грані не дорівнює нулю: це призведе до чисельної нестабільності, і тому для того,
щоб мати конвергентне рішення , потрібна була корекція.
• Схеми Лапласа: це числові схеми для членів Лапласа, як, наприклад,
член дифузії рівнянь імпульсу. У цій симуляції використовувався лінійний
коефіцієнт Гаусса з поправкою 0,5, де 0,5 — це поправка на основі рівня
неортогональності.
• Схеми інтерполяції: містять терміни, які є інтерполяцією значень, як
правило, від центрів комірок до центрів граней. Вони зазвичай використовуються
в інтерполяції швидкості до центрів граней для розрахунку об’ємного потоку у
випадку нестисливої рідини або розрахунку масового потоку, коли йдеться про
рідини, що стискаються. Він встановлює лінійні схеми інтерполяції .
45
2.10 Розв'язувач
Оскільки мова йде про стисливий, дозвуковий турбулентний потік, було
вирішено використати розв’язувач rhoSimpleFoam, який є розв’язувачем у
стаціонарному стані для турбулентного потоку стисливих рідин. Цей розв'язувач
заснований на ПРОСТОМУ алгоритмі. Щоб зрозуміти, як працює алгоритм
SIMPLE, він розглядає рівняння збереження маси та збереження імпульсу
(2.10.1)
(2.10.2)
Якщо він припускає розв’язати двовимірну задачу, він отримує 3 невідомих:
, і . Таким чином, можна вивести рівняння для тиску, виконавши розбіжність
рівняння імпульсу, що технічно називається «умова вільної швидкості
розбіжності»:
(2.10.3)
(2.10.4)
Таким чином, він отримує:
(2.10.5)
Це рівняння Пуассона тиску для заданого поля швидкостей. Але цього
недостатньо, тому що необхідний метод корекції тиску, щоб переконатися, що
рівняння нерозривності буде задоволено.
Починаючи з рівняння Нав’є-Стокса, на першій ітерації, у нульовий момент
часу, воно має припущення щодо тиску та швидкості і , задані як граничні
умови: це не правильні значення швидкості та тиску, але це лише початкове
припущення. З рівняння Нав’є-Стокса він отримує проміжну швидкість :
(2.10.5)
За цим значенням проміжної швидкості він входить до рівняння Пуассона
та обчислює нове значення тиску, тобто поправку тиску . Цим , він коригує
початковий тиск , отримуючи:
(2.10.6)
Як тільки він має коригувальний тиск він може записати таке рівняння, яке
представляє рівняння Нав’є-Стокса з виправленим тиском:
(2.10.7)
Віднімаючи рівняння (2.10.7) від рівняння (2.10.5), отримуємо рівняння для
обчислення поправки швидкості
(2.10.8)
Коли v ' обчислено, він коригує проміжну швидкість v * , отримуючи:
(2.10.9)
Він отримує швидкість для нового часового кроку, а потім ітерація
починається знову. Це базовий алгоритм, який використовується для виконання
зв’язку тиску та швидкості, який є основою простого алгоритму.
Підводячи підсумок, простий алгоритм складається з наступних кроків:
• Він вгадує поле тиску p*;
• Він розв’язує рівняння імпульсу, щоб отримати u* і v*;
• Він використовує u* для обчислення p' у рівнянні корекції тиску;
• Оновлює тиск: p=p*+p';
• Він обчислює нову швидкість up=up*+u';
• Він переходить до наступної ітерації, взявши новий тиск p як нове
припущення тиску (у попередній ітерації це було p*).
2.11. Результати моделювання в стаціонарному стані
Після завершення всіх налаштувань можна приступати до моделювання.
Зокрема, було виконано набір із 5 симуляцій для кожної моделі турбулентності, де
лише правий бігун розглядається як випускний отвір, а решта розглядаються як
стіни. Кожне моделювання характеризується постійним загальним тиском на вході
102000 Па, тобто атмосферним тиском, виміряним під час випробування, тоді як
47
тиск на виході для кожного моделювання береться з тисків у таблиці 2.7. Метою
кожного моделювання є відповідність масова витрата, виміряна на стенді.
Нижче показано поле швидкості для першого моделювання, що стосується
вихідного тиску 100854,59 Па:
Рисунок 2.10 – Профіль швидкості для K-Omega SST (ліворуч) і Realizable K-
E (праворуч).
Стосовно масового потоку, рисунок нижче показує тенденцію від початку
моделювання до конвергенції:
Рисунок 2.11 – Конвергенція масової витрати для падіння тиску 1,25 кПа.
Дивлячись на діаграму, симуляція стабілізується після 1500 ітерацій, а
масовий потік залишається стабільним. Враховуючи експериментальну масову
витрату, тобто 0,069 кг/с, для обох моделей турбулентності виміряна швидкість
потоку та обчислена швидкість потоку знаходяться в межах діапазону відсоткових
коливань щодо цілі 5%. Зокрема, модель K-Omega SST дає занижену оцінку
масової витрати через розвиток інтенсивної турбулентної області трохи перед
областю нагнітання над бігуном:
Рисунок 2.12 – Лінії потоку k-Omega SST (праворуч) і Realizable K-Epsilon.
Ця турбулентна область викликає незначне зменшення масового потоку,
зменшуючи рівномірність розподілу швидкості на виході.
Друге моделювання стосується падіння тиску, що дорівнює 2,49 кПа.
Симуляції збігаються після 1600 ітерацій, і нижче показано тенденцію масового
потоку:
Реалізована модель турбулентності k-Epsilon завжди дає переоцінку реального
масового потоку, тоді як модель k-Omega є більш консервативною. У будь-якому
випадку, для обох моделювань відсоткова помилка щодо цілі є нижчою за порогове
значення 5%.
49
Рисунок 2.13 – Конвергенція масової витрати для падіння тиску 2,49 кПа.
Поле швидкості та лінії струму показані нижче:
Рисунок 2.14 – Поле швидкості K-Omega SST (праворуч) і реалізована KE
(ліворуч).
Розподіл поля швидкостей подібний до попереднього моделювання, але
модель k-Omega забезпечує більший відрив потоку від внутрішніх поверхонь
бігунів по відношенню до реалізованого k-епсилону.
Нижче показано обтічні лінії:
Модель k-Omega SST забезпечує набагато вищу турбулентну область
всередині області рідини, і, отже, масовий потік, що виходить з випускного отвору
бігуна, нижчий порівняно з реалізованим k-Епсилон.
Наступне моделювання слідує тенденції попередніх, лише змінивши значення
змінних поля через збільшення перепаду тиску.
Рисунок 2.15 – Спрощення K-Omega SST (ліворуч) і реалізований KE
(праворуч).
На рисунках нижче показані результуючі масові витрати по відношенню до
цільового:
Рисунок 2.16 – Збіжність масової витрати для перепада тиску 3,74 кПа.
51
Рисунок 2.17 – Конвергенція масової витрати для падіння тиску 4,98 кПа.
Рисунок 2.18 – Конвергенція масової витрати для падіння тиску 6,23 кПа.
2.10. Висновок про валідацію в стаціонарному стані
У наведеній нижче таблиці підсумовуються результати моделювання
стаціонарного стану в порівнянні з цільовими значеннями:
Таблиця 2.8. Зведені порівняльні експериментальні дані - результати
моделювання
Виміряна Масова Масова Процентна
Падіння Помилка у
масова витрата k- витрата, помилка,
тиску відсотках
витрата Omega SST реалізована реалізована
[кПа] k - ω [%]
[кг/с] кг/с] K- ε [кг/с] k- ε [%]
1.25 0,0730 0,0693 -5,15 0,0718 -1,75
2.49 0,0992 0,0976 -1,62 0,1020 2.80
3.74 0,1198 0,1191 -0,60 0,1247 4.14
4,98 0,1408 0,1374 -2,45 0,1439 2.18
6.23 0,1544 0,1530 -0,91 0,1604 3,84
Обидві моделі турбулентності демонструють добру чисельну стабільність.
Модель K-Omega забезпечує вищу турбулентність потоку, що відображається на
менш рівномірному розподілі швидкості на виході. Це можна візуалізувати як
якісно, так і кількісно:
Рисунок 2.19 – Розподіл швидкості на вихідній ділянці - реалізовані K-Epsilon
(ліворуч) і K-Omega SST (праворуч).
53
Рисунок 2.20 – Профіль швидкості на лінії, що проходить по середній лінії
випускного відділу бігуна.
На діаграмі вище показано розподіл швидкості вздовж лінії, що проходить
посередині вихідної секції бігуна. Профіль швидкості дорівнює правій стороні
секції виходу, але з середини секції та рухом до турбулентного вихру, присутнього
в області рідини моделі K-Omega, створює падіння швидкості щодо реалізованого
K -Епсилон, який має набагато більш рівномірний розподіл швидкості. Цей різний
розподіл швидкостей підтверджує, що модель K-Omega є хорошим наближенням
турбулентного потоку, коли є високі градієнти тиску, тоді як реалізований K-
Epsilon є більш вказівним, коли він має справу з добре розвиненими потоками.
Підсумовуючи, обидві моделі турбулентності можуть підтвердити модель
стаціонарного стану, але модель K-Omega, оскільки вона безпосередньо розв’язує
граничний шар, коли y+ нижче 1, потребує більш товстого шару призми,
збільшуючи, отже, кількість комірок і, отже, обчислювальний час. Більше того,
реалізований K-Epsilon демонструє вищу чисельну стабільність по відношенню до
моделі K-Omega SST. У будь-якому випадку, модель K-Omega SST забезпечує
краще передбачення відриву потоку від поверхонь, і це умова, яка зазвичай виникає
у впускному колекторі, де потік обмежений стінкою. З цієї причини було вирішено
прийняти модель K-Omega SST.
За результатами, отриманими моделюванням у стаціонарному режимі, можна
побудувати ту саму характеристику, що й для результату експерименту: ця
характеристика буде використовуватися для порівняння продуктивності кожного
бігуна для двох впускних колекторів з різними геометріями, щоб оцінити, яка
конфігурація буде найкращим.
Рисунок 2.21 – Порівняння масової витрати та перепаду тиску.
Після перевірки стаціонарної моделі її можна вважати достатньо точною для
імітації повітряного потоку в різних макетах геометрії впускного колектора.
55
РОЗДІЛ 3. ВИЗНАЧЕННЯ СХЕМИ ВПУСКНОГО КОЛЕКТОРА
Впускний колектор складається з двох різних основних частин: камери
нагнітання або повітряної камери, в якій накопичується повітря під час циклу
двигуна, і набору бігунків, які з’єднують камеру нагнітання з впускними отворами,
розташованими на голівці блоку циліндрів. Основним призначенням впускного
колектора є передача повітря, що надходить від групи турбокомпресора, до головки
блоку циліндрів. Оптимізація впускного колектора покращує об’ємний ККД і
продуктивність двигуна, оскільки чим більший масовий потік, що надходить у
циліндри, тим більша кількість палива може бути впорснута, а отже, тим більша
вихідна потужність.
У двигуні ATM V6 впорскування палива здійснюється за впускним клапаном
або безпосередньо всередині камери згоряння, тому у впускному колекторі
присутній тільки повітря. Зазвичай гоночні двигуни оснащені пластиною
дросельної заслінки на циліндр, але для попередніх розробок двигуна було
вирішено використовувати лише одну дросельну заслінку на ряд на вході
впускного колектора.
Для початку необхідно зрозуміти, яка найкраща потокова адресація в пленумі.
З огляду на компонування двигуна, є два можливих рішення, які випливають із
аналізу основної частини аксесуарів двигуна та маршрутів трубопроводів для
ефективної установки на транспортному засобі.
• Бічний вхід повітряного потоку.
• Центральний вхід повітря.
Довжину бігуна та об’єм камери було визначено в 1D-моделі двигуна ATM V6,
оскільки в 1D-моделі довжину бігуна можна оптимізувати з точки зору
налаштування хвиль тиску, тоді як об’єм камери можна проаналізувати з
урахуванням швидкої перехідна характеристика двигуна. В результаті їм були
встановлені такі значення: довжина каналу – 85 мм , об’єм камери – 2,35 л .
Рисунок 3.1 – Можлива конфігурація адресації потоку повітря.
Виходячи з цих двох можливостей, дві різні геометрії були змодельовані в
програмному забезпеченні САПР TopSolid. У першій геометрії, з центральним
входом потоку повітря, дросельна заслінка з’єднана з камерою високого тиску
важливою розбіжною частиною: ідея полягає в тому, щоб повітряний потік
розширювався таким чином, щоб компенсувати втрати тиску, які виникають під
час проходження через дросельну заслінку. Розмір патрубка, який з’єднує камеру
атмосферного тиску з напрямними, становить 10 мм.
Рисунок 3.2 – Конфігурація входу центрального потоку повітря.
Другий геометричний макет, який був виготовлений, має такі ж геометричні
характеристики, як і попередній, але повітря надходить збоку:
57
Рисунок 3.3 – Конфігурація входу бокового потоку повітря.
У наведеній нижче таблиці підсумовано найважливіші геометричні
характеристики двох впускних колекторів:
Таблиця 3.1 Геометричні характеристики впускного колектора.
Розмір Об’єм області, Довжина Діаметр вхідного
галтелі мм літрів бігуна, мм перерізу мм
БІЧНИЙ 10 2.35 85 60
ЦЕНТРАЛЬНИЙ 10 2.3 85 60
Дивлячись на таблицю, дві геометрії схожі за геометричними
характеристиками. Це зроблено тому, що на цьому етапі він хоче дослідити, яка
конфігурація є найкращою з точки зору входу повітряного потоку.
3.1. Налаштування симуляції
Починаючи з двох геометрій, показаних у попередній частині, вони були
відредаговані в програмному забезпеченні SALOME з відкритим кодом, щоб
зробити геометрії готовими для аналізу в стаціонарному стані:
Рисунок 3.4 – Центральна та бічна конфігурації
Довжина бігуна центральної конфігурації була збільшена до 85 мм, щоб
зробити обидві геометрії максимально схожими, за винятком входу повітряного
потоку. Мета моделювання полягає в тому, щоб проаналізувати масовий потік, що
виходить з кожного бігуна, шляхом накладення тих самих граничних умов, які
використовуються в валідації стаціонарної моделі: для однакового перепаду тиску
між входом і виходом, чим вищий масовий потік, менші втрати тиску. Центральна
конфігурація буде проаналізована лише для 2 бігунів, оскільки вона використовує
симетрію бігунів 1 і 3.
3.2 Результати моделювання
Гістограми нижче показують результати з точки зору порівняння для кожного
бігуна між двома геометрії:
59
Рисунок 3.5 – Порівняння масової витрати циліндра 1 для бічної та
центральної конфігурації.
Рисунок 3.6 – Порівняння масової витрати циліндра 2 для бічної та
центральної конфігурації.
Рисунок 3.7 – Порівняння масової витрати циліндра 3 для бічної та
центральної конфігурації.
Бічна конфігурація показує вищу масову витрату для кожного випробуваного
перепаду тиску, і більша різниця виникає, коли перепад тиску збільшується до 6,23
кПа.
Щоб зрозуміти причину цієї різниці, він аналізує поля потоку для найгіршого
випадку 6,23 кПа. Лінії потоку одразу підкреслюють можливу причину цієї варіації
масової витрати між двома розчинами. Розглядаючи бігуна 1:
Рисунок 3.8 – Обтічні лінії.
Бічна конфігурація має добре спрямований і постійний повітряний потік, який
надходить всередину бігуна 1 , тоді як центральна конфігурація показує важливу
турбулентну рециркуляційну зону в середині камери нагнітання та в області, що
розходиться до першого бігуна. Ці міркування підтверджуються з огляду на поле
швидкості в області над бігуном:
61
Рисунок 3.9 – Поле величини швидкості.
Бічна геометрія має вищий розподіл швидкості в області над першим бігуном,
тоді як центральна геометрія, у тій самій позиції, має важливу турбулентну область:
це основна причина варіації масової витрати між двома різними геометріями.
Також важливо помітити, що розподіл швидкості на виході вищий для бічної
конфігурації, за винятком останньої частини:
Рисунок 3.10 – Величина швидкості вздовж середньої лінії, що проходить
через випускну секцію.
Бічна конфігурація показує, що більш ніж у половині вихідної секції
швидкість вища, ніж геометрія 2, тоді як у другій частині вони стають рівними, аж
до кінцевої частини, в якій відбувається падіння швидкості. Це падіння швидкості
пов’язане з відривом потоку, показаним нижче:
Рисунок 3.11 – Від’єднання потоку в бігуні 1 – бічна конфігурація.
Рисунок 3.12 – Варіація масової витрати у відсотках для кожного циліндра
двох конфігурацій.
Рисунок вище показує відсоток варіації масового потоку кожного бігуна бічної
конфігурації щодо центральної конфігурації, і тому вона добре підкреслює
перевагу бічного входу потоку повітря порівняно з центральним.
3.3 Висновки щодо визначення схеми впускного колектора
З аналізу результатів моделювання стає зрозуміло, що для однакового
перепаду тиску бічна геометрія має більшу масу порівняно з центральною
геометрією, і тому її можна вважати найкращою. Адресація потоку відбувається
вздовж осі камери, і керування розбіжною областю, яка з’єднує область входу з
камерою, набагато легше щодо центральної геометрії через центральний вхід,
оскільки незалежно від геометрії розбіжної області, вона буде завжди мають відрив
63
потоку, що означає області градієнтів високого тиску, а отже, розвиток
турбулентних областей, які зменшать ефективну площу проходження потоку: це
зменшить масовий потік.
Наступна характеристика буде використана для порівняння різних
модифікацій геометрії, щоб визначити геометричні параметри, які найбільше
впливають на продуктивність впускного колектора:
Рисунок 3.13 Масова витрата - характеристика перепаду тиску для циліндрів
бічної конфігурації.
РОЗДІЛ 4 ОПТИМІЗАЦІЯ ГЕОМЕТРІЇ
Після визначення найкращого вхідного потоку повітря він хоче зрозуміти, які
найважливіші геометричні характеристики впускного колектора з точки зору
зменшення перепаду тиску, збільшення масової витрати та рівномірності розподілу
швидкості на виході з кожного колектора.
Він буде зосереджений на трьох різних геометричних характеристиках:
• Галтель мундштука: ця геометрична характеристика спрямована на те, щоб
направляти потік від напорного отвору до початкової частини бігуна з найменшою
можливою дисипацією. Велика гелтель не є шкідливою, але якщо воно надто
товсте, воно може надмірно збільшити прикордонний шар, і, таким чином,
збільшиться сила тертя, спричиняючи втрату енергії рідини. Таким же чином,
занадто велика галтель може надмірно збільшити локальну швидкість з подальшим
уповільненням і локальним відривом потоку від поверхні.
Рисунок 4.1 – Галтелі бігуна.
• Площа вхідного перетину: відповідає діаметру тарілки дросельної заслінки.
У цій області швидкість повітряного потоку досягає високих значень, навіть якщо
він знаходиться на повному газі: це означає перетворення енергії тиску в енергію
швидкості, яку не завжди можна відновити. На ринку присутні дросельні заслінки
з різним стандартизованим діаметром пластини, і тому це не параметр, який можна
довільно змінювати: значення, які будуть проаналізовані, можна знайти в каталозі
65
постачальника, якого він вибрав для дросельної заслінки.
У наведеній нижче таблиці наведено значення параметрів, які будуть
досліджуватися за допомогою стаціонарного моделювання обчислювальної
гідродинаміки:
Таблиця 4.1 – Розклад моделювання для оптимізації геометрії.
Симуляція 1 Симуляція 2 Симуляція3
Радіус галтелі
10 мм 15 мм 20 мм
мундштука
Діаметр вхідного
60 мм 68 мм 82 мм
перетину
Кожен параметр буде проаналізовано для кожного бігуна впускного
колектора, і він спробує зрозуміти, яка геометрична характеристика найбільше
впливає на продуктивність впускного колектора.
Він аналізуватиме масову швидкість потоку в результаті варіації наступних
геометричних характеристик, а також рівномірний розподіл швидкості на виході з
кожного бігуна. Показник рівномірності швидкості позначається y і відноситься до
поверхні, тобто вихідної частини впускного колектора. Це дозволяє оцінити
рівномірність скалярної величини, і тому після обчислення величини швидкості
можна застосувати такий вираз для y:
Де є середнім по поверхні скаляра, є значенням скаляра на грані і це
область обличчя.
4.1 Результати моделювання галтелі мундштука
У наступній таблиці показано розподіл поля швидкості на виході кожного
бігуна для різних розмірів галтелі:
Таблиця 4.2 – Розподіл швидкості на виході для різних радіусів галтелі.
Галтель мундштука
l0 мм l5 мм 20 мм
Циліндр
Циліндр2
Циліндр3
Розраховано індекс рівномірності швидкості для кожного розподілу швидкості
випускної секції:
Рисунок 4.2 – Показник рівномірності швидкості для різних розмірів радіуса
галтелі.
Для всіх циліндрів, збільшуючи радіус скруглення, це збільшує рівномірність
швидкості на виході. Перший бігун демонструє менші покращення, оскільки потік
повітря, що надходить від впускного отвору, спрямований до першого циліндра: як
наслідок, він демонструє меншу чутливість до зміни цього геометричного
67
параметра. Натомість циліндри 2 і 3 демонструють покращення приблизно на два
відсотки порівняно з базовим варіантом 10 мм.
Причина полягає в кращому відриві потоку від поверхонь бігуна:
Рисунок 4.3 – Відрив потоку від третього циліндра на 20 мм (ліворуч) і 10 мм
(праворуч).
У випадку 10 мм потік відривається у верхньому положенні щодо радіуса
галточки 20 мм, і він також досягає більш високої локальної швидкості, оскільки
менший радіус галточки призводить до зменшення вхідної секції потоку, тому
спостерігається локальне збільшення швидкості, яка створює більш високі
градієнти швидкості і, отже, зменшення рівномірності розподілу швидкості на
виході.
Що стосується масового потоку, на наступній діаграмі показано тенденцію до
радіуса галтелі:
Рисунок 4.4 – Масова витрата для різних розмірів радіуса галтелі.
Збільшення радіуса галтелі не призводить до поліпшення масового потоку.
4.2. Результати моделювання зміни впускної секції
У таблиці нижче показано розподіл швидкості на виході від 60 до 82 мм:
Таблиця 4.3 – Розподіл швидкості на виході для різних діаметрів вхідної секції.
Діаметр впускної секції
60 мм 68 мм 82 мм
Циліндр 1
Циліндр 2
Циліндр 3
Індекс швидкості як функція діаметра поперечного перерізу входу показаний
нижче:
69
Рисунок 4.5 – Індекс рівномірності швидкості для різних діаметрів вхідного
перерізу .
Збільшення діаметра поперечного перерізу вхідного отвору покращує індекс
рівномірності швидкості для всіх бігунів, але бігунок 2 більшою мірою страждає
через зміну цього параметра.
Враховуючи масовий потік:
Рисунок 4.6 – Масова витрата для різних діаметрів вхідного перерізу.
Масовий потік демонструє майже лінійне збільшення для циліндрів 1 і 3. Крім
того, для діаметра 82 мм циліндри 1 і 2 мають майже однакову масову потік, тоді
як циліндр 3 ближче, з точки зору масової витрати, до циліндра 1 Таким чином ,
завдяки збільшенню діаметра вхідного поперечного перерізу балансування
масового потоку між трьома циліндрами покращується на 5,5% для першого
циліндра та на 6% для двох інших.
4.3 Висновки щодо оптимізації геометрії
На наведеній нижче діаграмі порівнюється індекс рівномірності швидкості
кожного циліндра для різних досліджуваних радіусів скруглення:
Рисунок 4.7 – Порівняння між різними циліндрами з точки зору індексу
рівномірності швидкості як функції радіуса галтелі.
З точки зору абсолютних значень, збільшення радіуса скруглення збільшує
індекс рівномірності швидкості, але для скруглення 20 мм індекс рівномірності
швидкості циліндра 2 вищий по відношенню до інших циліндрів. Оскільки
кінцевою метою є досягнення рівномірного розподілу повітря між усіма
циліндрами, зручніше прийняти радіус виточки 15 мм. Що стосується масового
потоку, то радіус скруглення не впливає істотно на його величину.
Що стосується діаметра вхідного перерізу:
71
Рисунок 4.8 – Порівняння між різними циліндрами з точки зору індексу
рівномірності швидкості для різних діаметрів поперечного перерізу входу.
Рисунок показує, що чим більше діаметр вхідного перетину, тим вищий
показник рівномірності. Те саме стосується масової витрати:
Рисунок 4.9 – Порівняння між різними циліндрами з точки зору масової
витрати для різних діаметрів поперечного перерізу входу.
Більше того, завдяки збільшенню діаметра поперечного перерізу вхідного
отвору він врівноважує масовий потік кожного циліндра відносно базового корпусу
60 мм. У будь-якому випадку, слід враховувати, що збільшення діаметра вхідного
перерізу означає збільшення пластини дросельної заслінки, що має інші наслідки:
• це приріст має бути сумісним з компонуванням двигуна з точки зору маси
інших компонентів двигуна.
• збільшення пластини дросельної заслінки збільшує момент інерції самої
пластини, і тому її відгук може бути повільнішим.
• це зменшує здатність контролювати повітряний потік, оскільки чим більший
діаметр пластини, тим більша доступність площі для руху потоку навіть при
мінімальному відкритті дросельної заслінки.
Підсумовуючи, необхідно вважати 15 мм найкращим радіусом скруглення та
68 мм найкращим компромісом для діаметра поперечного перерізу вхідного
повітряного потоку. На основі цих міркувань було розроблено остаточний макет:
Рисунок 4.10 – Схема кінцевого впускного колектора.
73
Рисунок 4.11 – Розділ остаточного макета.
РОЗДІЛ 5. ПЕРЕХІДНА МОДЕЛЬ
Для аналізу динамічних характеристик впускного колектора з точки зору
процентної зміни масового потоку, який тече до циліндрів, на OpenFOAM була
розроблена перехідна модель CFD. Основна мета моделі перехідних процесів
полягає в тому, щоб оцінити продуктивність впускного колектора з точки зору
балансування масового потоку, який протікає поза кожним бігуном під час циклу
двигуна.
Для порівняння між результатами перехідної моделі та експериментальними
даними необхідно отримати такі дані:
• Швидкість повітряного потоку, що протікає всередині циліндрів: це можна
зробити, встановивши лямбда-зонд на кожному робочому колекторі випускного
колектора того самого двигуна таким чином, щоб мати непряму інформацію про
дисбаланс кожного циліндра.
• Вимірювання тиску за допомогою високошвидкісних датчиків тиску слідів
тиску на виході з впускного колектора, тобто в області входу в головку двигуна.
Що стосується дисбалансу між різними циліндрами, експериментальна
діяльність була проведена на двигуні ATM-AR-F3R EVO, іншій версії двигуна
ATM-AR-F3R: він має більший розмір групи турбокомпресора для збільшення
тиску наддуву, а потім Потужність. Лямбда-зонд встановлений на кожному бігуні
випускного колектора:
75
Рисунок 5.1 – Лямбда-зонди на випускному колекторі ATM-AR-F3R EVO.
Під час випробування, щоб змусити різні циліндри двигуна працювати з
однаковою лямбда, необхідно було внести поправку на кількість палива, що
впорскується в кожен циліндр. У наведеній нижче таблиці показано виправлення:
Таблиця 5.1 – Коригуючий коефіцієнт палива.
Cyl1 Cyl2 Cyl3 Cyl4
3000 1,007 1 0,994 0,999
3250 1,007 0,997 0,993 1,004
3500 1,014 0,996 0,988 1,002
3750 1,008 0,996 0,989 1,006
4000 1,002 0,999 0,994 1,004
4250 1,004 0,997 0,992 1,007
4500 1,002 0,996 0,993 1,008
4750 1,002 0,996 0,992 1.01
5000 0,999 0,997 0,992 1,012
5250 0,999 0,998 0,991 1,013
5500 1 0,997 0,99 1,013
5750 0,999 1 0,992 1,009
6000 0,997 1 0,991 1,014
6250 1,003 0,999 0,987 1,011
6500 1 1,002 0,998 1,012
Впорскуючи однакову кількість палива в кожен циліндр, вимірювання лямбда
дає оцінку відсоткової зміни повітря, яке надходить усередину циліндра, відносно
кількості повітря, яка відповідає цільовому лямбда. Коригувальні коефіцієнти для
кожної випробуваної швидкості обертання двигуна дуже близькі до одиниці:
вищий дисбаланс становить 1,2%.
Що стосується тиску, не було можливості виконати ці вимірювання на
випробувальному стенді двигуна, але це діяльність, яку можна було б виконати в
майбутньому. Тому необхідно отримати необхідні вхідні дані для моделі з уже
існуючої підтвердженої одновимірної моделі двигуна AutotecnicaMotori: двигуна
ATM-AR-F3R EVO. Наступні діаграми показують, як 1D-модель добре наближає
реальну поведінку двигуна з точки зору крутного моменту, масової витрати
повітря, що надходить усередину циліндра, середнього ефективного тиску в
77
гальмах і питомої витрати палива для гальм:
Рисунок 5.2 – Тиск в циліндрі при 5000 об/хв.
Рисунок 5.3 – Характеристика максимального моменту.
Рисунок 5.4 – Порівняння масового потоку повітря 1D - експериментальні
вимірювання.
Рисунок 5.5 – Порівняння Bmep між 1D - експериментальними даними.
79
Рисунок 5.6 – Порівняння Bsfc між 1D - експериментальними даними.
Метою перехідного моделювання є оцінка варіації масової витрати у відсотках
кожного циліндра щодо цільового значення масової витрати. Цільове значення
масової витрати отримується за законом масової витрати, отриманим з
одновимірної моделі. Оскільки мова йде про 4-циліндровий двигун і оскільки
масова витрата на вході відноситься до всього двигуна, її потрібно розділити на 4:
це цільове значення, з якого можна обчислити зміну потоку повітря у відсотках.
швидкість, яка виходить із бігунів впускного колектора.
5.1. Процес побудови сітки
Геометрія, яку він використовуватиме для перевірки перехідної моделі, є тією
самою геометрією, що використовується під час перевірки в стаціонарному стані,
тому редагувати геометрію не потрібно.
Параметри сітки відрізняються відносно стаціонарної моделі:
Таблиця 5.2 – Параметри сітки.
K-Omega SST
Розмір сітчастої камери 3 мм
Об’єм атмосфери Розмір сітки 3 мм
Кількість шару призми 6
Призматичний шар Коефіцієнт розширення 1.3
Загальна кількість комірок 550000
Рисунок 5.7 – Сітка регіонального впускного колектора F3 для перехідної
моделі.
Розмір сітки був значно збільшений щодо симуляції в стаціонарному стані
через необхідність мати прийнятний час обчислення. Це тому, що в моделюванні
перехідних процесів необхідно підтримувати максимальне число Куранта-
Фрідріхса-Леві (число CFL) нижче 1 , щоб не втратити інформацію про еволюцію
поля потоку. Розгляд числового виразу CFL для n-вимірного випадку:
(5.1)
Де являє собою швидкість потоку в той час являє собою просторовий
інтервал. Тому, зменшуючи розмір сітки, таким чином , якщо хоче зберегти
менше 1, необхідно зменшити крок за часом, але якщо крок за часом занадто малий,
час обчислення збільшується надмірно, особливо коли швидкість потоку
збільшується.
Для кроку часу було встановлено адаптивний крок часу: це означає, що крок
часу буде адаптуватися на кожній ітерації з урахуванням нової швидкості потоку,
завжди зберігаючи максимальне число Куранта нижче 1.
5.2. Граничні умови
Граничні умови, накладені під час симуляції перехідних процесів, майже такі
ж, як і умови, накладені під час перевірки стаціонарної моделі:
81
Таблиця 5.3 – Граничні умови.
Вхідний отвір Розетка стіна
Всього
Т InletOutlet нульовий градієнт
Температура=294,6
5 °K PressureInletOutletVelo
В uniformFixedValue (0 0 0)
massFlow city
П нульовий градієнт uniformFixedValue нульовий градієнт
турбулентнаІнтенс
k inletOutlet kqRWallFunction
ивністьKi
neticEnergyInlet
гайка Розраховано nutkWallFunction
розрахований
омега turbulentMixingLen inletOutlet omegaWallFunction
gthFrequencyInlet стискається:
альфат Розраховано
розрахований alphatWallFunction
Вони дорівнюють граничним умовам, що використовуються в моделі
стаціонарного стану, з різницею введення змінної в часі масової витрати на вході
та змінного в часі тиску на виході. Крім того, у цьому моделюванні, оскільки він
хоче відтворити роботу впускного колектора, усі бігуни будуть розглядатися як
вихідні. В результаті він матиме чотири виходи.
5.3. Розв'язувач
Вирішувач, який він обирає для моделювання перехідних процесів,
називається rhoPimpleFoam. Це розв’язувач перехідних процесів для потоку, що
стискається, і використовує алгоритм Pimple, який є комбінацією алгоритмів
SIMPLE та алгоритму PISO. Вирішувач rhoPimpleFoam можна використовувати
двома способами:
• Алгоритм PISO.
• Алгоритм PIMPLE.
Алгоритм неявного тиску з оператором розділення (PISO) включає один крок
прогнозування та два кроки коректора. Алгоритм PISO можна підсумувати в
наступних кроках:
1. Він встановлює граничні умови.
2. Він розв’язує дискретизоване рівняння імпульсу для обчислення поля
проміжної швидкості.
3. Він обчислює потоки мас на гранях комірки.
4. Він розв’язує рівняння тиску.
5. Він коригує потоки маси на гранях комірки.
6. Він коригує швидкості на основі нового поля тиску.
7. Оновлення граничних умов.
Останні 5 кроків повторюються для заданої кількості, яка встановлюється
ключовим словом nCorrectors у текстовому файлі fvSolution OpenFOAM:
Рисунок 5.8 – Текстовий файл fvSolution.
83
За допомогою словника nCorrectors він встановлює кількість разів повторення
останніх 5 кроків. Також можна збільшити кількість разів, коли виконується
рівняння тиску та корекція потоків маси на гранях комірки: це робиться за
допомогою підсловника nNonOrthogoalCorrector s. Після повторення встановленої
кількості разів кроків від 3 до 8, він збільшує часовий крок і перезапускає цикл з
точки 1. Крок 2 називається кроком предиктора моменту і виконується, лише якщо
для підсловника momentumPredictor встановлено значення так.
Алгоритм PIMPLE, натомість, подібний до алгоритму PISO, з тією різницею,
що як тільки він досягає кроку 8, він перезапускається, обчислюючи нове проміжне
поле швидкості на тому ж кроці часу: тому це та сама процедура, що виконується
SIMPLE алгоритму, з тією лише різницею, що він виконується за один часовий
крок. Таким чином, алгоритм Pimple використовує алгоритм PISO для досягнення
остаточної корекції швидкості, а потім оновлює граничні умови, але він також дає
можливість перезапустити нову ітерацію на тому самому кроці часу: нове поле
швидкості, обчислене на кроці 7 , є нова швидкість, яка використовується для
встановлення граничних умов на кроці 1: саме це робить алгоритм SIMPLE. З цієї
причини його можна вважати поєднанням алгоритму PISO та SIMPLE.
Кількість разів, коли алгоритм PIMPLE виконує ітерації в межах часового
кроку, визначається ключовими словами nOuterCorrectors.
Обидва алгоритми будуть протестовані для перевірки перехідної моделі.
5.4. Результати моделювання - алгоритм PIMPLE
Алгоритму pimple потрібно 108 годин, щоб виконати чотири цикли двигуна з
50 nCorrectors і залишками, встановленими на 10e-04.
На діаграмі нижче показано миттєву масову витрату протягом циклу двигуна
для кожного циліндра, отриману за допомогою алгоритму PIMPLE:
Рисунок 5.9 – Траси масової витрати циліндра, обчислені за допомогою 3D
моделі з алгоритмом PIMPLE.
Нульовий кут кривошипа являє собою початок згоряння циліндра 1. Кожен
циліндр показує пік масової витрати, що відповідає його такту впуску. Миттєву
масову витрату можна порівняти з миттєвою масовою витратою, отриманою з
одновимірної моделі:
Рисунок 5.10 – Порівняння 3D - 1D масової витрати.
Дві характеристики масового потоку відрізняються, особливо в тому, що
стосується інтервалу кута кривошипа за межами такту впуску. Це перша важлива
відмінність, яка обмежує 3D-модель перехідного процесу, оскільки наявність
позитивного вибору навколо 0 градусів кута кривошипа та негативного вибору
навколо 100 градусів кута кривошипа створює важливе коливання стабільності
85
результатів. Фактично, розглядаючи два послідовних цикли для циліндра 1:
Рисунок 5.11 – Цикл порівняння 4 і 5 циліндра 3 за алгоритмом Pimple.
Він має важливе коливання від циклу до циклу. Щоб підтримувати правильне
збереження маси, необхідно оцінити кількість маси, яка надходить у кожен
циліндр, інтегральним середнім значенням миттєвої масової витрати протягом
циклу двигуна. Якби коливання масової витрати в інтервалі кута повороту
коленчатого вала поза фазою впуску було близьке до нуля, це мало б менший вплив
на інтегральне середнє, але досягало б значень приблизно 40% від максимальної
миттєвої масової витрати, що надходить із циліндра, навіть невелика варіація
сильно впливає на стабільність результату. Отже, оскільки оцінка відсоткової
різниці масового потоку щодо цілі обчислюється для всієї миттєвої масової витрати
протягом циклу двигуна, алгоритм PIMPLE не дає достатньо стабільних
результатів.
5.5. Результати моделювання - алгоритм PISO
Алгоритму PISO потрібно 72 години, щоб виконати 12 циклів: це значно
швидше, ніж алгоритм PIMPLE з причин, пояснених у розділі 5.4. На діаграмі
нижче показано миттєву масову витрату кожного циліндра протягом циклу
двигуна: нульовий градус кута кривошипа відповідає початку згоряння циліндра 1.
Рисунок 5.12 – Миттєва масова витрата для алгоритму PISO.
3 від циклу до циклу :
Рисунок 5.13 – Цикл порівняння 7 і 8 для циліндра 3 - алгоритму PISO.
Враховуючи тенденцію, за допомогою алгоритму PISO досягається хороша
стабільність у тенденції масового потоку, оскільки криві перекриваються.
Враховуючи масову витрату кожного циліндра під час змодельованих циклів
двигуна:
87
Рисунок 5.14 – Масова витрата кожного циліндра під час змодельованих
циклів двигуна
Перші п'ять циклів показують високу нестабільність масового потоку,
оскільки моделювання починається зі статичного стану з точки зору швидкості та
рівномірної температури 305 °K і рівномірного тиску 2,5 бар. Після початкового
коливання масова витрата стабілізується. Менша варіація у відсотках розрахована
для циліндрів 2 і 4 , тоді як циліндри 1 і 4 показують варіацію у відсотках відповідно
-7,5% і 8,7%.
Гістограма нижче показує тенденцію зміни у відсотках протягом усіх
змодельованих циклів:
Рисунок 5.15 – Відсоткова варіація щодо цілі для різних змодельованих циклів.
За допомогою симуляції перехідних процесів він сприймає відхилення у
відсотках відносно цілі, що перевищує виміряний, і тому модель перехідних
процесів не можна використовувати для оцінки ефективності балансу масової
витрати між різними циліндрами. У будь-якому випадку, слід враховувати, що
відсоткова варіація була обчислена як відсоток варіації інтегрального середнього
миттєвої масової витрати протягом циклу двигуна та цільової масової витрати. На
інтегральне середнє за циклом двигуна впливає чисельна помилка, зроблена
програмним забезпеченням: ця числова похибка присутня у збереженні маси на
кожному часовому етапі вибірки циклу двигуна, і тому ці числові похибки сильно
впливають на інтегральне середнє. що змінює остаточну відсоткову варіацію.
Оскільки він хоче порівнювати відсотки, апріорі він не приймає розраховану
відсоткову варіацію приблизно на 8% відносно відсоткової варіації в 1%, обчислену
на випробувальному стенді двигуна: для цього буде потрібно більше
експериментальних даних, щоб мати можливість оцінити можливу кореляцію між
результатом чисельного обчислення коду CFD та експериментальними
результатами. Оскільки існують дані щодо варіацій лямбда-відсотків лише
стосовно двигуна ATM-AR-F3R EVO, спробувати будь-яку кореляцію неможливо.
89
5.6. Моделювання перехідних процесів на центральній і бічній геометрії
Моделювання перехідних процесів було виконано на центральній і бічній
геометрії, щоб оцінити наявність геометрії іншого типу, показуючи результати,
подібні до результатів, отриманих на впускному колекторі ATM-AR-F3R.
Граничні умови для цих симуляцій походять із 1D-моделі двигуна ATM V6,
оскільки ці схеми впускного колектора розроблені для цього двигуна. На діаграмі
нижче показано тенденцію масового потоку кожного циліндра протягом
змодельованих циклів двигуна для робочої точки двигуна з максимальним крутним
моментом:
Рисунок 5.16 – Тенденція масової витрати циліндра для точки максимального
крутного моменту двигуна.
Рисунок 5.17 – Варіації масової витрати у відсотках для бічної геометрії за
умов максимального крутного моменту.
Натомість для бічної конфігурації він отримує:
Рисунок 5.18 – Тенденція масового потоку для бічної геометрії за умов
максимального крутного моменту.
З такою різницею у відсотках:
91
Рисунок 5.19 – Відсоткова зміна масової витрати циліндра відносно цілі за
умов максимального крутного моменту.
Рисунок 5.20 – Тенденція масової витрати за умов максимальної потужності
для центральної конфігурації.
Рисунок 5.21 – Тенденція масового потоку при максимальній потужності для
бічної конфігурації.
У разі умов максимальної потужності відсоткова варіація, яку сприймає
моделювання, перевищує 10% відносно цілі:
Рисунок 5.22 – Відсоткова зміна масової витрати по відношенню до цілі для
центральної конфігурації в умовах максимальної потужності.
93
Рисунок 5.23 – Відсоткова зміна масової витрати відносно цілі для бічної
конфігурації.
Варіація у відсотках є вищою щодо умови максимального крутного моменту:
це ще одне підтвердження того, що модель перехідного процесу на даний момент
не може дати реальних прогнозів щодо ефективності балансування масового
потоку повітря між циліндрами.
5.7. Перехідна модель, кінцеві результати
Результати, отримані за допомогою моделювання перехідних процесів на
впускному колекторі ATM-AR-F3R, на даний момент не дозволяють
використовувати модель перехідних процесів для оцінки процентної зміни повітря,
що протікає всередині кожного циліндра різних конфігурацій компонування
впускного колектора.
Крім того, існують інші причини, які викликають розрахований дисбаланс:
• Зображення двигуна як джерела пульсації тиску: на виході з впускного
колектора створюється хвиля тиску, що надходить від валідованої одновимірної
моделі. Такого підходу до граничних умов недостатньо для відтворення точної
умови потоку, яка виникає всередині впускного колектора, оскільки хвилі тиску,
що надходять від 1D-коду, моделюються без урахування реальної геометрії
впускного колектора та геометрії впускного каналу, що сильно впливає на тиск
сліди.
• Обмеження моделей турбулентності RANS: рівняння RANS є рівнянням
Нав’є-Стокса, де незалежні змінні є не миттєвими, а усередненими за певний період
часу. Цей підхід використовується для скорочення часу обчислення: поле
турбулентного потоку складається з різних вихорів з різними масштабами, які
передають кінетичну енергію від найбільших масштабів до менших, аж до
досягнення масштабу Колмогорова, де воно має менші вихори. Підхід RANS не
розв’язує кожен масштаб, а використовує статистичний підхід, коли всі масштаби
моделюються за допомогою моделей турбулентності, які забезпечують рівняння
замикання. Тому всі масштаби турбулентності моделюються середнім значенням
турбулентності, яке представляє середню турбулентність за певний період часу.
Для певного практичного застосування достатньо лише знання середніх величин,
щоб правильно розв’язати задачу: це особливо вірно, коли масштаби середнього
руху набагато більші, ніж масштаби турбулентних коливань, і, отже, коли час
переступає через який це середнє значення довше, ніж часові масштаби
турбулентності. Якщо цього не відбувається, він виконує усереднену операцію на
інтервалі, який не містить усіх масштабів турбулентності, оскільки вони більші за
сам інтервал. Ця умова може виникнути в перехідному моделюванні
обчислювальної динаміки рідини, де крок у часі скорочується для дотримання
умови Куранта-Фрідріха-Льюїса. З цієї причини припущення про моделювання
турбулентності, яке лежить в основі підходу RANS, у моделюванні перехідних
процесів створює більшу помилку щодо того, що відбувається в моделюванні в
стаціонарному стані.
• Чутливість кількісного аналізу до помилки кроку в часі: для виконання
кількісного аналізу відхилення у відсотках відносно цілі обчислюється
інтегральним середнім протягом циклу двигуна. На інтегральне середнє за циклом
двигуна впливає помилка збереження маси, яка може бути присутня в певному
часовому інтервалі, на який програмно поділяється цикл двигуна. Це створює
значну похибку в інтегральному середньому, і тому результати на цьому етапі не є
надійними.
95
ВИСНОВКИ
Аналіз CFD впускного колектора для застосування в автоспорті вказує на те,
що стаціонарна модель зараз є найкращою обчислювальною газо-динамічною
моделлю для оцінки продуктивності впускного колектора з точки зору втрат тиску
та рівномірності розподілу швидкості. Надійність моделі стаціонарного стану
підтверджено двома різними моделями турбулентності. Модель K-Omega визнана
найбільш ефективною для сприйняття градієнтів тиску та відриву потоку від
стінок. За допомогою моделі стаціонарного режиму можна визначити найкращий
вхідний потік повітря та оцінити вплив різних геометричних параметрів на втрати
тиску та розподіл швидкості в поперечному перерізі головки двигуна.
Перехідна модель потенційно є моделлю, яка здатна враховувати динамічні
умови роботи впускного колектора для автоспорту, але вона має деякі внутрішні
обмеження через дискретизацію одного компонента, який є частиною складної
системи. як двигун: важко правильно відтворити за допомогою граничних умов,
отриманих з 1D моделі, вплив різних компонентів двигуна, що впливає на
продуктивність впускного колектора. Крім того, щоб виконати кількісну оцінку
балансування розподілу повітря між різними циліндрами, необхідно прийняти
інтегральне середнє значення за весь цикл, і це створює значну числову похибку в
результатах. З цих причин у майбутніх розробках цього проекту слід застосовувати
реалістичні граничні умови: 1D-модель створює однаковий слід тиску для всього
циліндра, але на хвилі тиску сильно впливає геометрія, яка не враховується 1D
модель. Вимірювання тиску у вихідній секції впускного колектора створить
реалістичні граничні умови. Крім того, слід розглянути можливість збору більшої
кількості експериментальних даних щодо дисбалансу між циліндрами різних
двигунів, щоб мати можливість розробити іншу ключову лекцію таким чином, щоб
мати можливість створити кореляцію між чисельною похибкою присутня в
моделюванні та відхилення у відсотках, виміряне на випробувальному стенді
двигуна.
Крім того, підхід RANS, який використовувався дотепер, не ідеально
підходить для повністю перехідного моделювання, і тому можна взяти до уваги
поглиблення поля симуляції великих вихрів (LES), завжди враховуючи компроміс
між підвищенням точності та збільшення часу обчислень.
97
ПЕРЕЛІК ДЖЕРЕЛ ПОСИЛАННЯ
1. Історія першого автомобіля [Електронний ресурс] – Режим доступу до
ресурсу: https://automodeling.sumdu.edu.ua/uk/novyny/65-history/104-istoriya-
pershogo-avtomobilya.html.
2. Двигун внутрішнього згоряння [Електронний ресурс] – Режим доступу до
ресурсу:
https://uk.wikipedia.org/wiki/Двигун_внутрішнього_згоряння#cite_note-1.
3. V-подібний двигун [Електронний ресурс] – Режим доступу до ресурсу:
https://uk.wikipedia.org/wiki/V-подібний_двигун.
4. Who Invented the V8 Engine? [Електронний ресурс] – Режим доступу до
ресурсу: https://itstillruns.com/who-invented-v-engine-4894231.html.
5. What Is an Intake Manifold Runner? [Електронний ресурс] – Режим доступу до
ресурсу: https://itstillruns.com/intake-manifold-runner-5047951.html.
6. Giacomo Augusto Pignone, Ugo Romolo Vercelli, “Motori ad alta potenza
Specifica”, GIORGIO NADA EDITORE, June 2003
7. About OpenFOAM [Електронний ресурс] – Режим доступу до ресурсу:
www.OpenFOAM.com.
8. Menter, F.R. “Two-Equations Eddy-Viscosity Turbulence Models for Engineering
Applications”, AIAA Journal, August 1994